互いに径方向に間隔をおいて上下方向及び前後方向にそれぞれ配列されるとともに、上下方向及び前後方向に隣り合う同士がその中心を結ぶ線によって正三角形をなすように配置した複数の伝熱管と、互いに伝熱管の軸方向に間隔をおいて配置された複数の伝熱コルゲートフィンとを備えた熱交換器において、前記伝熱管の外径をV1、前記伝熱管の上下方向ピッチをV2、前記伝熱コルゲートフィンのフィンピッチをV3、前記伝熱コルゲートフィンのフィン板厚をV4、前記伝熱コルゲートフィンのコルゲート山高さをV5として、前記V2、V3、V5のいずれかひとつが該ひとつを除く前記V1~V5を含んだ所定式の範囲内に設定されることを特徴とする熱交換器。請求項1に記載の熱交換器において、前記V1、V3、V4、V5の値が任意に与えられた場合、前記V2が数1式の範囲内に設定されることを特徴とする熱交換器。ただし、係数である各Cxは表1に定めた数値である。請求項1に記載の熱交換器において、前記V1、V2、V4、V5の値が任意に与えられた場合、前記V3が数2式の範囲内に設定されることを特徴とする熱交換器。ただし、係数である各Cxは表1に定めた数値である。請求項1に記載の熱交換器において、前記V1、V2、V3、V4の値が任意に与えられた場合、前記V5が数3式の範囲内に設定されることを特徴とする熱交換器。ただし、係数である各Cxは表1に定めた数値である。請求項1に記載の熱交換器において、前記V1、V4、V5の値が任意に与えられた場合、前記V2およびV3が、それぞれ数1式、数2式の範囲内に設定されることを特徴とする熱交換器。ただし、係数である各Cxは表1に定めた数値である。請求項1に記載の熱交換器において、前記V1、V2、V4の値が任意に与えられた場合、前記V3およびV5が、それぞれ数2式、数3式の範囲内に設定されることを特徴とする熱交換器。ただし、係数である各Cxは表1に定めた数値である。請求項1に記載の熱交換器において、前記V1、V3、V4の値が任意に与えられた場合、前記V2およびV5が、それぞれ数1式、数3式の範囲内に設定されることを特徴とする熱交換器。ただし、係数である各Cxは表1に定めた数値である。請求項1に記載の熱交換器において、前記V1、V4の値が任意に与えられた場合、前記V2、V3、V5が、それぞれ数1式、数2式、数3式の範囲内に設定されることを特徴とする熱交換器。ただし、係数である各Cxは表1に定めた数値である。請求項1から8のいずれか1項に記載の熱交換器において、前記伝熱管の外径V1は、数4式の範囲内であることを特徴とする熱交換器。請求項1から9のいずれか1項に記載の熱交換器において、前記伝熱管には二酸化炭素冷媒が流通することを特徴とする熱交換器。請求項1から10のいずれか1項に記載の熱交換器を冷凍回路の蒸発器として用いたことを特徴とするヒートポンプ装置。しかし、特許文献1では、伝熱性能の良好な熱交換器を得るために、熱交換器の伝熱管の外径D、伝熱管の段方向の段ピッチDp、伝熱管の列方向の列ピッチLp、板状フィンのフィンピッチFpのそれぞれの寸法値を所定範囲に定めているが、例えば、段ピッチの範囲については、段ピッチをパラメータとして、その他の寸法値は必ずしも最適値の範囲ではなく一定として熱交換量を算出して定めている。従って、一定にしたその他の寸法値が他の値になったときの段ピッチと熱交換量との関係が不明であるため、一定にしたその他の寸法値が他の値になったときにおいては、段ピッチが所定範囲において熱交換量が大きいか否か不明である。また、特許文献2では、十分に熱交換量と耐着霜性能のバランスが良いフィンチューブ型熱交換器を得るために、管外径Dを1mm≦D<5mmの範囲において、管列ピッチL1を2.5D<L1≦3.4D、管段ピッチL2を3.0D<L2≦3.9Dとするように範囲設定を行っている。熱交換器の構成であるフィンピッチ、フィン板厚などは、熱交換器の熱交換量に影響するが、特許文献2では、フィンピッチ、フィン板厚のパラメータが含まれていないため、所定範囲の管外径D、管列ピッチL1、管段ピッチの組合せだけで適正な熱交換量を得られるかどうかは不明であり、また、フィンピッチ、フィン板厚のパラメータが変化したときの管外径D、管列ピッチL1、管段ピッチL2の範囲設定についても不明である。つまり、先行技術文献は、伝熱管の外径、伝熱管のピッチ、板状フィンのフィンピッチ等をそれぞれ独立に最適化できると考えている。しかし、実際には、各パラメータ間には熱交換量に関し何らかの関係が存在しており、あるパラメータの最適値はその他のパラメータによって変わってくるものである。さらに、先行技術文献では、最良の熱交換量の熱交換器を実現するために、各パラメータをどのように求めるか不明である。また、熱交換器を製造する場合のコストや熱交換器をヒートポンプ装置に取付ける際の作業性を考慮した場合、単位重量当りの熱交換量も重要な要因となるのであるが、単位重量当りの熱交換量についても不明である。本発明は上記問題点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、フィンチューブ型の熱交換器の単位重量当りの熱交換性能を最大にする各パラメータの最適値を各パラメータ同士の関係を考慮して定めることにより、小型及び軽量であって最良の熱交換量を有する熱交換器及びこれを用いたヒートポンプ装置を提供することにある。本発明は上記目的を達成するために、本発明に係る熱交換器は、互いに径方向に間隔をおいて上下方向及び前後方向にそれぞれ配列されるとともに、上下方向及び前後方向に隣り合う同士がその中心を結ぶ線によって正三角形をなすように配置した複数の伝熱管と、互いに伝熱管の軸方向に間隔をおいて配置された複数の伝熱コルゲートフィンとを備えた熱交換器において、前記伝熱管の外径をV1、前記伝熱管の上下方向ピッチをV2、前記伝熱コルゲートフィンのフィンピッチをV3、前記伝熱コルゲートフィンのフィン板厚をV4、前記伝熱コルゲートフィンのコルゲート山高さをV5として、前記V2、V3、V5のいずれかひとつが該ひとつを除く前記V1~V5を含んだ所定式の範囲内に設定されることを特徴とする。好ましくは、前記V1、V3、V4、V5の値が任意に与えられた場合、前記V2が数1式の範囲内に設定されるのがよい。ただし、係数である各Cxは表1に定めた数値である。また、前記V1、V2、V4、V5の値が任意に与えられた場合、前記V3が数2式の範囲内に設定されるのが好ましい。ただし、係数である各Cxは表1に定めた数値である。また、前記V1、V2、V3、V4の値が任意に与えられた場合、前記V5が数3式の範囲内に設定されるのが好ましい。ただし、係数である各Cxは表1に定めた数値である。また、前記V1、V4、V5の値が任意に与えられた場合、前記V2およびV3が、それぞれ数1式、数2式の範囲内に設定されるのが好ましい。ただし、係数である各Cxは表1に定めた数値である。また、前記V1、V2、V4の値が任意に与えられた場合、前記V3およびV5が、それぞれ数2式、数3式の範囲内に設定されるのが好ましい。ただし、係数である各Cxは表1に定めた数値である。また、前記V1、V3、V4の値が任意に与えられた場合、前記V2およびV5が、それぞれ数1式、数3式の範囲内に設定されるのが好ましい。ただし、係数である各Cxは表1に定めた数値である。また、前記V1、V4の値が任意に与えられた場合、前記V2、V3、V5が、それぞれ数1式、数2式、数3式の範囲内に設定されるのが好ましい。ただし、係数である各Cxは表1に定めた数値である。また、上記構成において、伝熱管の外径V1は、数4式の範囲であるのが好ましい。また、上記構成において、前記伝熱管には二酸化炭素冷媒が流通するのが好ましい。また、本発明に係るヒートポンプ装置は、上記構成の熱交換器を冷凍回路の蒸発器として用いたことを特徴とする。本発明によれば、熱交換器の単位重量当たりの熱交換能力を最大又は最大に近いレベルまで高めることができるので、十分な熱交換能力を得ることができるとともに、熱交換器の小型化及び軽量化を図ることができる。更に、本発明の好ましい実施形態によれば、熱交換器の単位開口面積且つ単位温度差当たりの熱交換量を最大にすることができるので、熱交換能力を更に高めることができるとともに、熱交換器を更に一層小型化し軽量化することができる。以下に、本発明を実施するための形態について図面に基づいて具体的に説明する。図1に示すようなフィンチューブ型熱交換器とファンを用いた冷却装置において、実際にどのくらいの冷却ができるのかは、主として熱交換器の構造とファンの特性による。今、仮にあるフィンチューブ型熱交換器に対して空気側圧力損失と風量との関係を求めたとすると図2のような結果が得られる。また、単位温度差あたりの熱交換量QWKと風量との関係を求めたとすると図3のような結果が得られる。ただし、単位温度差あたりの熱交換量QWKは以下のようにして求められる。図1のようにある熱交換器温度Thexに対して風量Vm3hで空気を通過させたときに空気の温度がT1KからT2Kに変化したとする。空気の密度をnkgm3、比熱をCJとすると、熱交換器から空気への単位時間あたりの熱エネルギーの移動量、すなわち、熱交換量qWは数5式で表される。このqを流入空気と熱交換器との温度差の絶対値で割ったものが単位温度差あたりの熱交換量QWK、すなわち、数6式である。例えば、熱交換器が加熱用の熱交換器であった場合に、熱交換器通過後の空気温度T2を熱交換器通過前の流入空気温度T1よりも大きくするには、熱交換器の温度Thexを流入空気温度T1に対して大きくしていけばよい。すなわち、qは流入空気と熱交換器との温度差|Thex-T1|を大きくすれば大きくできるものである。これに対してQはqを|Thex-T1|で割ることで、単純に|Thex-T1|だけによらず熱交換器構造の効果を反映した熱交換性能を表すものとなっている。ここで、図1のように熱交換器の前または後ろにファンを置いて送風したときにどれだけの風量m3hが得られるかは、ファン特性と熱交換器構造の組合せによって違ってくる。例えば、図4に示すようなファンPQ特性特定領域に含まれる特性図5を持つあるファンと、図2に示す圧力損失と風量の特性を持つ熱交換器とを組み合わせた場合、得られる風量は図6に示すように両特性を示す線の交点の風量Vである。風量Vがわかれば、すでに得られている図3に示す特性より、実際に得られる単位温度差あたりの熱交換量QWKを算出することができる。さらに、熱交換器の温度Thexと流入する空気の温度T1を与えれば、熱交換量qWや熱交換器から出てくる空気の温度T2が算出できる。上述の特許文献1および2における発明はこのqWまたはQWKを大きくするためのものであると言える。単位重量あたりの熱交換性能が最大のものが、最も軽量かつ高性能な熱交換器である。そこで、すでに述べたQWKをさらに熱交換器の重量kgで割ったものをQ’W、すなわち、数7式とし、単位重量あたりの熱交換性能の指標として用いる。なお、重量Mkgは熱交換器の単位開口面積、単位伝熱管列数あたりの重量である。図4はファンPQ特性の特定領域を表したものである。ファン性能は回転数により風量が決まることから、ファン性能選択のパラメータとして回転数が必要である。しかし、ファン回転数を上げると風量は増すが騒音の問題がある一方、騒音を下げるために回転数を下げると風量の問題があるため、図4のPQ特性特定領域は高い回転数と低い回転数によって定められた領域を示す。この特定領域に含まれる1つのファンPQ特性を選択する。フィンチューブ型熱交換器では、互いに径方向に間隔をおいて上下方向及び前後方向に隣り合う同士がその中心を結ぶ線によって正三角形をなすように配置した複数の伝熱管2と、互いに伝熱管の軸方向に間隔をおいて配置された複数の伝熱コルゲートフィン3とを備えた熱交換器1において、伝熱管外径V1mm、伝熱管ピッチV2mm、フィンピッチV3mm、フィン板厚V4mm、コルゲート山高さV5mmを1組指定するように構成している各パラメータについては図7、図8参照。具体的には、隣り合う伝熱管2の上下方向の距離はV2であり、フィン板の上下方向の全長は図7に示すように例えば1524mmである。また、隣り合う伝熱管2の前後方向の距離は√3V2/2であり、フィン板の前後方向の各端縁から伝熱管2までの距離はその半分、すなわち√3V2/4であり、フィン板の前後方向の全長は図7に示すように2√3V2である。この熱交換器に対して図2に示すような圧力損失と風量の関係、および、図9に示すようなQ’Wと風量の特性を測る。このファンと熱交換器の組合せにおいて得られる風量を図6のようにして求め、その風量に対するQ’を算出する。そのような作業を、ファンPQ特性特定領域に含まれる多数のファンと多数の熱交換器構造の組合せに対して行った。得られた多数のデータをもとに、Q’を伝熱管外径V1、伝熱管ピッチV2、フィンピッチV3、フィン板厚V4、コルゲート山高さV5の関数として数8式の形に近似的に表現することができる。ここで、C45V4V5の項は非常に小さい値であるため、数8式中においてC45V4V5の項については省略することができ、省略する。C45V4V5の項を省略すると数9式となる。ただし、数9式中の係数C0、C1、C2、C3、、C55はそれぞれ応答曲面法により求めた係数で、表1のとおりである。図10は、実際のQ’のデータを横軸にとり、そのデータに対応するQ’を数9式によって求めた値であるQ’fを縦軸にとったものである。データは、ほぼQ’=Q’fの線に沿っていることから、数9式が妥当であることを示している。数9式であらわされるQ’の中の係数C11はV1の二乗の係数であるが、C11>0であることからV1伝熱管の外径に対してQ’は図11に示すように下に凸の形をしており、Q’を最大にするV1、すなわちV1の最適値は存在しないことがわかった。同様に考察していくと、Q’を最大にする最適値を持つのは伝熱管ピッチV2、フィンピッチV3、コルゲート山高さV5のみであることがわかる。つまりV2、V3、V5に関しては、Q’は図12に示すように上に凸となっている。V2、V3、V5の最適値は次のように求める。図12から、V2に関し、Q’が最大となるのは凸の形の頂点部であり、傾きが0のときであることから、数10式となる。数9式に対して数10式を適用すると、数11式が導かれる。これが、V2が最適値となるときにV1、V2、、V5が満たす関係式である。この式からV2の最適値を算出することで、熱交換量Q’が最大となる熱交換器の伝熱管ピッチV2を決定することができる。V3についても同様に、最大Q’が最大となるのは凸の形の頂点部であり、傾きが0のときであることから、数12式となる。数9式に対して数12式を適用すると、数13式が導かれる。これが、V3が最適値となるときにV1、V2、、V5が満たす関係式である。この式からV3の最適値を算出することで、熱交換量Q’が最大となる熱交換器のフィンピッチV3を決定することができる。V5についても同様に、Q’が最大となるのは凸の形の頂点部であり、傾きが0のときであることから、数14式となる。数9式に対して数14式を適用すると、数15式が導かれる。これが、V5が最適値となるときにV1、V2、、V5が満たす関係式である。この式からV5の最適値を算出することで、熱交換量Q’が最大となる熱交換器のコルゲート山高さV5を決定することができる。なお、上記数8式によれば数15式には実際にはC45V4の項が存在するが、数9式に基づいてC45V4の項は省略される。以下、数16式、数17式、数18式、数22式、数24式においても同様にC45V4の項は省略される。V2、V3、V5すべてを最適値にして、Q’を最大化するには数11、数13、数15式すべてを同時に満たすようにV2、V3、V5を定めればよい。すなわち数16式の連立一次方程式を解けばよい。ただし、V1とV4については与える必要がある。これは、設計として、まずV1とV4を任意に決めたときに、Q’を最大にするV2、V3、V5は、数16式から定まるということを意味している。上述においては、V1とV4を任意に決めることができ、それに応じて最適なV2、V3、V5を算出した。ところが、実際の設計においては、V1とV4だけでなく何らかの設計上の制約によってV2が決められてしまう場合がある。そのような場合、V2に関しては最適値を選ぶことができないが、残りのV3、V5については最適値を算出するということが可能である。この場合、数13、数15式を同時に解けばよい。すなわち、数17の連立一次方程式を解いて、V3、V5を決めればよい。同様に、V1、V4に加えてV3が決められてしまっている場合、最適なV2、V5を算出するには数11、数15式より、数18式を解けばよい。V1、V4に加えてV5が決められてしまっている場合、最適なV2、V3を算出するには数11、数13式より、数19式を解けばよい。設計上の制約がさらに厳しく、V2以外はすべて決められてしまっている場合、V2だけでも最適値にするには数11式からV2を決めればよい。すなわち、数20式となる。同様に、V3のみを最適値にするには、数21式とすればよい。V5のみを最適値にするには、数22式とすればよい。これまで、Q’が最大になるときにV2、V3、V5が満たすべき関係式について、その求め方を述べてきた。ところが、例えばV2を横軸にとりQ’を縦軸にとると図13のようになっている。同様に、V3、V5を横軸にとった場合はそれぞれ図14、15のようになっている。つまり、V2に関して言えば数20式を満たしていなくても最適値の0.8倍から1.2倍の範囲に入っていれば、すなわち、数23式の範囲内であれば、Q’の最大値に対して98以上のQ’を得ることができる。V3、V5についても同様のことが言えて、それぞれ、数24式、数25式の範囲内であれば、Q’の最大値に対して98以上のQ’を得ることができる。以上の方法によって最適パラメータの組合せを求めた具体例を表2に示す。本発明によれば、所定式を満たすように、伝熱管の外径V1、伝熱管の上下方向ピッチV2、伝熱コルゲートフィンのフィンピッチV3、伝熱コルゲートフィンのフィン板厚V4、伝熱コルゲートフィンのコルゲート山高さV5を決定すれば、小型及び軽量であって、単位重量当りの熱交換性能を最大にしたフィンチューブ型の熱交換器を得ることができる。尚、本実施例における熱交換器の伝熱管は、互いに径方向に間隔をおいて上下方向及び前後方向にそれぞれ配列されるとともに、上下方向及び前後方向に隣り合う同士がその中心を結ぶ線によって正三角形をなすように配置されているが、各伝熱管を、上下方向隣り合う同士の伝熱管間を底辺とした二等辺三角形をなすように配置するとともに、前後方向に隣り合う同士の伝熱管ピッチ二等辺三角形の斜辺に相当するピッチが上下方向隣り合う同士の伝熱管ピッチに対して80~110パーセントとなるようにしてもよく、この場合であっても、正三角形に配置された場合と同様の単位重量当たりの熱交換性能をもつことが確認されている。すなわち、本発明の正三角形には、前後方向に隣り合う同士の伝熱管ピッチが上下方向隣り合う同士の伝熱管ピッチに対して80~110パーセントとなる二等辺三角形も含まれる。また、本発明においては、伝熱管外径V1が4mm~8mmの範囲において、単位重量当たりの熱交換性能を最大にすることができることが確認された。図16に示すヒートポンプ式給湯装置は本発明の熱交換器を冷凍回路の蒸発器として用いたものである。図16において、ヒートポンプ式給湯装置は、冷媒を流通する冷凍回路10と、給湯用水を流通する第1の給湯回路20と、給湯用水を流通する第2の給湯回路30と、浴槽用水を流通する浴槽用回路40と、冷凍回路10の冷媒と第1の給湯回路20の給湯用水とを熱交換する第1の水熱交換器50と、第2の給湯回路30の給湯用水と浴槽用回路40の浴槽用水とを熱交換する第2の水熱交換器60とを備えている。冷凍回路10は、圧縮機11、膨張弁12、蒸発器13及び第1の水熱交換器50を接続してなり、圧縮機11、第1の水熱交換器50、膨張弁12、蒸発器13、圧縮機11の順に冷媒を流通させるようになっている。そして、蒸発器13が本発明の熱交換器を備えている。尚、この冷凍回路10で使用される冷媒は二酸化炭素冷媒である。第1の給湯回路20は、貯湯タンク21、第1のポンプ22及び第1の水熱交換器50を接続してなり、貯湯タンク21、第1のポンプ22、第1の水熱交換器50、貯湯タンク21の順に給湯用水を流通させるようになっている。貯湯タンク21には、給水管23及び第2の給湯回路30が接続され、給水管23から供給された給湯用水は貯湯タンク21を介して第1の給湯回路20を流通するようになっている。貯湯タンク21と浴槽41とは、第2のポンプ24が設けられた流路25を介して接続され、第2のポンプ24によって貯湯タンク21内の給湯用水が浴槽41に供給されるようになっている。第2の給湯回路30は、貯湯タンク21、第3のポンプ31及び第2の水熱交換器60を接続してなり、貯湯タンク21、第2の水熱交換器60、第3のポンプ31、貯湯タンク21の順に給湯用水を流通させるようになっている。浴槽用回路40は、浴槽41、第4のポンプ42及び第2の水熱交換器60を接続してなり、浴槽41、第4のポンプ42、第2の水熱交換器60、浴槽41の順に浴槽用水を流通させるようになっている。第1の水熱交換器50は、冷凍回路10及び第1の給湯回路20に接続され、冷凍回路10を流通する第1の熱媒体としての冷媒と第1の給湯回路20を流通する第2の熱媒体としての給湯用水とを熱交換させるようになっている。第2の水熱交換器60は、第2の給湯回路30及び浴槽用回路40に接続され、第2の給湯回路30の給湯用水と浴槽用回路40の浴槽用水とを熱交換させるようになっている。これより、前記給湯装置は、大きくは、冷凍回路10及び第1の水熱交換器50が配置された加熱ユニット70と、貯湯タンク21、第1のポンプ22、第2のポンプ24、第2の給湯回路30、第4のポンプ42及び第2の水熱交換器60が配置されたタンクユニット80とからなり、加熱ユニット70とタンクユニット80とが第1の給湯回路20を介して接続されている。以上のように構成された給湯装置においては、冷凍回路10の高温冷媒と第1の給湯回路20の給湯用水とが第1の水熱交換器50によって熱交換され、第1の水熱交換器50で加熱された給湯用水が貯湯タンク21に貯溜される。貯湯タンク21の給湯用水は第2の水熱交換器60によって浴槽用回路40の浴槽用水と熱交換され、第2の水熱交換器60で加熱された浴槽用水が浴槽41に供給される。尚、前記実施形態では、本発明の熱交換器をヒートポンプ式給湯装置の蒸発器13に用いた場合を示したが、これに限定されるものではなく、例えば自動販売機の蒸発器等、他の熱交換器として用いることができる。