"第1方向に沿って風が供給されるフィンチューブ型熱交換器であって、風上側に配置された、前記第1方向と直交する第2方向に所定間隔で並ぶ複数の前列フィンと、風下側に配置された、前記第2方向に前記所定間隔で並ぶ複数の後列フィンと、前記複数の前列フィンを貫通する、前記第1方向および前記第2方向と直交する第3方向に配列された第1伝熱管と、前記複数の後列フィンを貫通する、前記第3方向に配列された第2伝熱管と、を備え、前記複数の前列フィンのそれぞれおよび前記複数の後列フィンのそれぞれは、前記第1方向に対して傾斜する縞模様を呈する、第1斜面部と第2斜面部を交互に繰り返す同一波形状のコルゲートフィンであり、前記複数の後列フィンのそれぞれにおける第1斜面部は、前記縞模様に平行な傾斜方向において、前記複数の前列フィンのそれぞれにおける第1斜面部と連続面を形成するように部分的に重なっている、フィンチューブ型熱交換器。前記波形状の振幅をγ、前記第2方向における前記複数の前列フィンと前記複数の後列フィンとのずれ量をβとしたときに、以下の式1/4γ≦β≦3/4γを満たす、請求項1に記載のフィンチューブ型熱交換器。前記第1伝熱管および前記第2伝熱管は、前記第2方向から見たときに千鳥状になるように配置されている、請求項2に記載のフィンチューブ型熱交換器。前記第1伝熱管および前記第2伝熱管は、一定のピッチpで配列されており、前記傾斜方向が前記第1方向となす角度をθ0°<θ<90°、前記波形状の波長をλとしたときに、以下の式λ≦psinθ<3λを満たす、請求項3に記載のフィンチューブ型熱交換器。前記第1方向における前記第1伝熱管の中心から前記第2伝熱管の中心までの距離をaとしたときに、以下の式0.5λ≦acosθ<1.5λを満たす、請求項4に記載のフィンチューブ型熱交換器。前記所定間隔をtとしたときに、前記振幅γはt/2よりも大きく、前記ずれ量βはt/2と等しい、請求項2~5のいずれか一項に記載のフィンチューブ型熱交換器。前記第1方向において、前記複数の後列フィンは前記複数の前列フィンに当接している、請求項1~6のいずれか一項に記載のフィンチューブ型熱交換器。前記傾斜方向が前記第1方向となす角度θは、50°以上80°以下である、請求項1~7のいずれか一項に記載のフィンチューブ型熱交換器。前記第1伝熱管は、前記第1方向において前記複数の前列フィンの中央を貫通しており、前記第2伝熱管は、前記第1方向において前記複数の後列フィンの中央を貫通している、請求項1~8のいずれか一項に記載のフィンチューブ型熱交換器。特許文献1に開示されたフィンチューブ型熱交換器100において、特許文献2に開示された構成を採用しようとする場合には、前列フィン110と後列フィン120の境界において双方の波形状をどのような位置関係とするかが問題となる。例えば、前列フィン110と後列フィン120の境界において双方の波形状が交互に出現してそれらの間に均一な隙間が形成されるように、前列フィン110と後列フィン120とをそれらが並ぶ間隔の半分だけずらすことが考えられる。しかしながら、このような構成では、前列フィン間を流れた空気が後列フィンの縁に衝突して分断されるため、熱交換器全体での圧力損失が増大する。一方で、前列フィンと後列フィンの境界においてそれらの波形状を完全に合致させた場合には、圧力損失を最小限に抑えることができるものの、熱交換量が大きく低下することが懸念される。本発明は、このような事情に鑑み、一対のフィン群を備えるフィンチューブ型熱交換器において、熱交換量の低下を抑えつつ熱交換器全体での圧力損失を低減できるようにすることを目的とする。すなわち、本発明は、第1方向に沿って風が供給されるフィンチューブ型熱交換器であって、風上側に配置された、前記第1方向と直交する第2方向に所定間隔で並ぶ複数の前列フィンと、風下側に配置された、前記第2方向に前記所定間隔で並ぶ複数の後列フィンと、前記複数の前列フィンを貫通する、前記第1方向および前記第2方向と直交する第3方向に配列された第1伝熱管と、前記複数の後列フィンを貫通する、前記第3方向に配列された第2伝熱管と、を備え、前記複数の前列フィンのそれぞれおよび前記複数の後列フィンのそれぞれは、前記第1方向に対して傾斜する縞模様を呈する、第1斜面部と第2斜面部を交互に繰り返す同一波形状のコルゲートフィンであり、前記複数の後列フィンのそれぞれにおける第1斜面部は、前記縞模様に平行な傾斜方向において、前記複数の前列フィンのそれぞれにおける第1斜面部と連続面を形成するように部分的に重なっている、フィンチューブ型熱交換器を提供する。上記の構成によれば、前列フィン間を流れた空気の一部は後列フィンの縁に衝突して分断されるものの、残りは後列フィンに沿ってスムーズに流れる。これにより、熱交換量の低下を抑えつつ熱交換器全体での圧力損失を低減することができる。以下、本発明の実施形態について、図面を参照しながら説明する。なお、以下の説明は本発明の一例に関するものであり、本発明はこれらによって限定されるものではない。図1に、本発明の一実施形態に係るフィンチューブ型熱交換器1を示す。この熱交換器1は、内部流路を流れる媒体と当該熱交換器1を通過する空気との間で熱交換を行うものである。内部流路を流れる媒体の具体例は、例えば二酸化炭素やHFCなどの冷媒である。熱交換器1には図1中に矢印Aで示すように第1方向に沿って風が供給され、その第1方向に沿って一対のフィン群が配置されている。具体的に、熱交換器1は、風上側に配置された複数の前列フィン3と、風下側に配置された複数の後列フィン4を備えている。さらに、熱交換器1は、前列フィン3を貫通する第1伝熱管2と、後列フィン4を貫通する第2伝熱管22を備えている。前列フィン3および後列フィン4は、それぞれ前記第1方向と直交する第2方向に所定間隔tで並んでいる図2b参照。ここで、間隔tとは、前列フィン3および後列フィン4の厚さを無視したときのフィン同士の間の距離をいう。第1伝熱管21および第2伝熱管22は、上記内部流路を構成するものであり、それぞれ第1方向および第2方向と直交する第3方向に一定のピッチpで配列されている図2a参照。なお、以下では、説明の便宜のために、第1方向をy方向、第2方向をx方向、第3方向をz方向という。本実施形態では、x方向およびy方向が水平方向であり、z方向が鉛直方向であるが、x、y、z方向はこれに限定されるものではなく、熱交換器1の設置場所等に応じて適宜選定可能である。各前列フィン3および各後列フィン4の輪郭は、x方向から見たときに、z方向に延びる長方形状である。前列フィン3と後列フィン4のy方向の幅は異なっていてもよいし同一であってもよい。第1伝熱管21は、隣り合う第1伝熱管21が縦U字管23によって連結されることにより、蛇行しながらz方向に延び、前列フィン3を複数回横切る1本の風上側流路を形成する。同様に、第2伝熱管22は、隣り合う第2伝熱管22が縦U字管23によって連結されることにより、蛇行しながらz方向に延び、後列フィン4を複数回横切る1本の風下側流路を形成する。本実施形態では、最も上方に位置する第1伝熱管21と最も上方に位置する第2伝熱管22とが横U字管24によって連結されることにより、風上側流路と風下側流路とが接続されている。また、最も下方に位置する第1伝熱管21と最も下方に位置する第2伝熱管22とが延長されており、外部との接続口を構成している。ただし、風上側流路と風下側流路とは必ずしも接続されている必要はなく、別々の流路となっていてもよい。本実施形態では、第1伝熱管21および第2伝熱管22は、図2aに示すように、x方向から見たときに千鳥状になるように配置されている。この場合、z方向における各第1伝熱管21の中心から各第2伝熱管22の中心までの距離は1/2pであることが好ましい。ただし、第1伝熱管21および第2伝熱管22は、x方向から見たときにマトリクス状になるように配置されていてもよい。第1伝熱管21および第2伝熱管22は、y方向において、前列フィン3および後列フィン4の中央から風上側または風下側にずれた位置に配置されていてもよい。ただし、フィン効率を向上させるという観点からは、第1伝熱管21がy方向において前列フィン3の中央を貫通し、第2伝熱管22がy方向において後列フィン4の中央を貫通していることが好ましい。なお、第1伝熱管21および第2伝熱管22は、前列フィン3および後列フィン4に設けられたカラー20内に挿入されている。各前列フィン3および各後列フィン4は、図2aおよびbに示すように、y方向に対して傾斜する筋模様を呈する同一波形状のコルゲートフィンである。このようなコルゲートフィンとしては、例えば肉厚が0.05~0.8mmのアルミニウム製の薄板を好適に用いることができる。特に、フィン効率を向上させるという観点からは、肉厚が0.08mm以上の薄板を用いることが好ましい。また、コルゲートフィンの表面には、ベーマイト処理または親水性塗料の塗布などの親水性処理が施されていてもよい。なお、コルゲートフィンの筋模様に平行な傾斜方向は、y方向の風上側から風下側に向かって先下がりであってもよいし先上がりであってもよい。具体的に、各前列フィン3は、第1斜面部31と第2斜面部32を交互に繰り返し、各後列フィン4は、第1斜面部41と第2斜面部42を交互に繰り返す。第1斜面部31,41と第2斜面部32,42とは、鋸歯状を形成するように異なる勾配を有していてもよいが、本実施形態ではそれらが線対称となっていて同一の勾配を有している。また、第1斜面部31,41および第2斜面部32,42は、少なくとも中間部分が直線状の断面形状を有している限り、必ずしも全域に亘ってフラットである必要はない。例えば、波形状の山および谷が丸みを帯びるように、第1斜面部31,41および第2斜面部32,42の両端部が湾曲していてもよい。本実施形態では、加工上の観点から、第1斜面部31,41と第2斜面部32,42との間に形成される稜線波形状の山または谷が第1伝熱管21および第2伝熱管22の中心を通るように前列フィン3および後列フィン4が設計されている。すなわち、コルゲートフィンの筋模様に平行な上記傾斜方向がy方向となす角度をθ0°<θ<90°、コルゲートフィンの波形状の波長をλとしたときに、以下の式1を満たす。式1中、nは自然数である。nλ=psinθ1ただし、第1斜面部31,41と第2斜面部32,42との間に形成される稜線は必ずしも第1伝熱管21および第2伝熱管22の中心を通る必要はない。適正な周期の波形状を得るためには、以下の式2が満たされることが好ましい。λ≦psinθ<3λ2さらに、本実施形態では、各後列フィン4の第1斜面部41が、上記傾斜方向において、各前列フィン3の第1斜面部31と連続面S1を形成するように部分的に重なっている。換言すれば、前列フィン3と後列フィン4の境界においては、後列フィン3が前列フィン3と完全に合致する位置から前列フィン3の第1斜面部31に沿って平行移動されている。すなわち、前列フィン3と後列フィン4との間には、x方向においてずれ量βが確保されており、以下の式を満足するように上記傾斜方向と直交する方向に位相差αが設定されている。式3中、γはコルゲートフィンの波形状の振幅である。ずれ量βは、換言すれば、各前列フィン3の山または谷から各後列フィン4の山または谷までのx方向における距離である。γα=λ/2β3これにより、前列フィン3と後列フィン4の境界上では、前列フィン3および後列フィン4の第1斜面部31,41の互いに重なっていない部分を二辺とし、かつ、前列フィン3および後列フィン4の第2斜面部32,42を二辺とする平行四辺形P1が形成される図3aおよびbも参照。なお、第1斜面31,41同士が重なるためには、当然にずれ量βは振幅γよりも小さい。後列フィン4は、y方向において、前列フィン3から離間していてもよいが、前列フィン3に当接していることが好ましい。また、y方向における第1伝熱管21の中心から第2伝熱管22の中心までの距離をaとしたときに、以下の式4を満たすことが好ましい。これにより、適正な周期の波形状を得られるからである。0.5λ≦acosθ<1.5λ4上記のように、ずれ量βは振幅γよりも小さければ任意に決定可能である。しかし、ずれ量βが小さすぎると、図3aに示すように平行四辺形P1が小さくなる。熱交換器1が例えば空気調和装置に用いられる場合には、暖房運転時に発生する結露水やデフロスト運転時に発生する融解水が平面張力によって小さな平行四辺形P1に保持されてしまう。逆に、ずれ量βが大きすぎると、図3bに示すように第1斜面部31,41同士の重なりが小さくなり、空気抵抗が増大する。そこで、良好な排水性を得ると共に空気抵抗を低減させるという観点からは、ずれ量βと振幅γの関係は、以下の式5を満たすことが好ましい。1/4γ≦β≦3/4γ5振幅γは、図4に示すように、所定間隔tに対して十分小さくてもよい。しかしながら、図2bに示すように、振幅γがt/2よりも大きく、ずれ量βがt/2と等しいことが好ましい。このような構成であれば、各後列フィン4における第2斜面部42は、当該後列フィン4の第1斜面部41が部分的に重なる第1斜面部31を有する前列フィン3に隣接する前列フィン3の第2斜面部32と、連続面S2を形成するように前記傾斜方向において部分的に重なる。これにより、前列フィン3と後列フィン4の境界上では、前列フィン3および後列フィン4の第2斜面部32,42の互いに重なっていない部分を二辺とし、かつ、前列フィン3および後列フィン4の第1斜面部31,41を二辺とする第2の平行四辺形P2が形成される。換言すれば、前列フィン3と後列フィン4の境界上では、各前列フィン3と各後列フィン4とが網目格子を形成するように重なり、平行四辺形P1と第2の平行四辺形P2とからなる幾何学模様が形成される。なお、振幅γがt/2よりも大きな場合、ずれ量βがt/2よりも大きければ、図3bに示すように、各後列フィン4の第2斜面部42が各前列フィン3の第2斜面部32を超えてしまい、平行四辺形P1同士が一部で重なることになる。ここで、図2aに示すように、前列フィン3および後列フィン4のy方向の幅がaと等しく、それらの中央を伝熱管21,22が貫通する場合に、伝熱管21,22の中心を通る稜線を形成する第1斜面部31,41同士が前記傾斜方向に重なるためには、次の式6を満たす必要がある。ただし、β=t/2、psinθ=2γである。t/2=2γ1-acosθ/λ式6なお、式6を満たすという観点からは、前記傾斜方向がy方向となす角度θは、50°以上80°以下であることが好ましい。以上説明した本実施形態の熱交換器1では、前列フィン3間を流れた空気の一部は後列フィン4の縁に衝突して分断されるものの、残りは後列フィン4に沿ってスムーズに流れる。これにより、熱交換量の低下を抑えつつ熱交換器1全体での圧力損失を低減することができる。特に、波形状の振幅γがt/2よりも大きく、かつ、ずれ量βがt/2と等しければ、前列フィン3と後列フィン4の境界上に平行四辺形P1と第2の平行四辺形P2からなる幾何学模様が形成されるため、圧力損失を最小限に抑えることができるとともに、良好な排水性も得ることができる。シミュレーション以下に、本実施形態の効果を確認するために行ったシミュレーションを説明する。シミュレーションでは、フィンチューブ型熱交換器を空気調和装置4kWの蒸発器として用い、暖房運転を行った場合の熱交換器全体での熱交換量および空気圧力損失を算出した。解析条件としては、熱交換器に供給される空気の温度を7.0°C、密度を1.244kg/m3、風速を1.0m/sとした。また、熱交換器の内部流路を流れる冷媒をR410Aとし、その温度を0.0°C、熱伝達率を3200W/m2Kとした。前列フィンおよび後列フィンの寸法としては、それらの幅をaと等しくしそれらをy方向に当接、a=18.90mmとした。また、前列フィンおよび後列フィンの厚みを0.09mmとするとともに、t=1.33mm、γ=1.26mm、β=0.665mmt/2とした。さらに、第1伝熱管および第2伝熱管については、それらがy方向において前列フィンおよび後列フィンの中央を貫通するようにかつz方向にp/2ずれるように配置し、内径を6.4mm、外形を7.0mm、p=18.32mmとした。その上で、1つのピッチp間の領域に相当する6つのモデルモデル1~6を作成した。モデル1~6では、以下の表1に示すようにθを0°から90°まで変化させるとともに、波長λをθが大きくなるにつれて大きくした。すなわち、θ=0°のモデル1を基本構成単位とする熱交換器では、図6aおよびbに示すように、前列フィンと後列フィンの境界上でそれらが直線を描きながら交互に並ぶ。モデル2,3を基本構成単位とする熱交換器では、図5aおよびbに示すように、前列フィンと後列フィンの境界上でそれらが大きく引き延ばされた波形を描きながら交互に並ぶ。モデル4,5を基本構成単位とする熱交換器では、図2aおよびbに示すように、前列フィンと後列フィンの境界上でそれらの第1斜面部同士および第2斜面部同士が部分的に重なる。θ=90°のモデル6を基本構成単位とする熱交換器では、図示は省略するが、前列フィンと後列フィンの境界上でそれらが再び交互に並ぶ。なお、表1には、psinθ/λおよびacosθ/λの計算値も記入する。モデル1~6のシミュレーション結果を図7に示す。なお、図7では、モデル1の熱交換量に対するモデル2~6の熱交換量の比を実線で示し、モデル1の空気圧力損失に対するモデル2~6の空気圧力損失の比を破線で示す。図7から、モデル1~6では熱交換量はそれほど変わらないが、θが50°以上80°以下であり、図2aおよびbに示すような構成のモデル4,5では、空気圧力損失を大きく低減できていることが分かる。"