水流路を構成する水管と、冷媒流路を構成する冷媒管とからなり、前記水流路を流れる水と前記冷媒流路を流れる冷媒とを熱交換する熱交換器において、前記冷媒管は前記冷媒流路の上流側である高温部冷媒管と下流側である低温部冷媒管からなり、前記高温部冷媒管の本数N1および長さL1と、前記低温部冷媒管の本数N2および長さL2とした時、N1>N2の関係で、かつで定義された平均パス数Nが、1.05ないし1.68の範囲であることを特徴とする熱交換器。前記請求項1に記載の熱交換器を搭載し、前記冷媒を二酸化炭素としたヒートポンプ給湯機。しかしながら、前記従来における構成では、冷媒流路103の入口側、つまり高温部に配置した高温冷媒管104aの本数は、冷媒流路103の出口側、つまり低温部に配置した低温冷媒管の本数よりも少ないため、高温であることと冷媒流路断面積が小さいことの両方の影響により高温部の冷媒流速が過度に大きくなり、高温部の冷媒圧力損失が増大し冷媒圧力と冷媒温度が低下してしまう。その結果、冷媒と水との温度差が減少することなり、高温部での熱交換能力が低下するという課題があった。一方、低温部においても、低温部冷媒管の本数が高温部冷媒管よりも多いため、低温部冷媒管の冷媒流速が小さく伝熱促進が弱くなるという課題も有していた。本発明は、上記従来の課題を解決するもので、熱交換器の冷媒流路の圧力損失と熱伝達率のバランスの最適化を実現する熱交換器を提供することを目的とする。上記従来の課題を解決するために、本発明の熱交換器は、水流路を構成する水管と、冷媒流路を構成する冷媒管とからなり、前記水流路を流れる水と前記冷媒流路を流れる冷媒とを熱交換する熱交換器において、前記冷媒管は前記冷媒流路の上流側である高温部冷媒管と下流側である低温部冷媒管からなり、前記高温部冷媒管の本数N1および長さL1と、前記低温部冷媒管の本数N2および長さL2とした時、N1>N2の関係で、かつ、式1で定義された平均パス数Nが、1.05ないし1.68の範囲に設けられたものである。この構成によって、冷媒圧力損失が熱交換能力に与える影響が顕著な高温部冷媒管において冷媒圧力損失の増加を最小限に抑え、冷媒流速が熱交換能力に与える影響が顕著な低温部冷媒管において冷媒流速の低下を抑えることとなり、熱交換器全体の冷媒圧力損失と熱伝達率のバランスを最適することができ、熱交換器の小型軽量化が図れる。本発明によれば、熱交換器の冷媒流路の圧力損失と熱伝達率のバランスの最適化を実現する熱交換器を提供できる。第1の発明は、水流路を構成する水管と、冷媒流路を構成する冷媒管とからなり、前記水流路を流れる水と前記冷媒流路を流れる冷媒とを熱交換する熱交換器において、前記冷媒管は前記冷媒流路の上流側である高温部冷媒管と下流側である低温部冷媒管からなり、前記高温部冷媒管の本数N1および長さL1と、前記低温部冷媒管の本数N2および長さL2とした時、N1>N2の関係で、かつ、式1で定義された平均パス数Nが、1.05ないし1.68の範囲に設けられたものである。これにより、冷媒圧力損失が熱交換能力に与える影響が顕著な高温部冷媒管において冷媒圧力損失の増加を最小限に抑え、冷媒流速が熱交換能力に与える影響が顕著な低温部冷媒管において冷媒流速の低下を抑えることとなり、熱交換器全体の冷媒圧力損失と熱伝達率のバランスを最適化することができ、熱交換器の小型軽量化が図れる。第2の発明は、第1の発明の熱交換器を搭載し、前記冷媒を二酸化炭素としたヒートポンプ給湯機である。これにより、当該熱交換器を、ヒートポンプ式給湯機用として、水と冷媒の間で熱交換を行う熱交換器として用いた場合、前記二酸化炭素は超臨界状態で動作し、フロン系の冷媒に比して密度が高い状態で作動するため、高いヒートポンプ効率を得ることができる。以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施の形態によってこの発明が限定されるものではない。実施の形態1図1は、本発明の実施の形態1における熱交換器の概略図である。図2は、同熱交換器の高温部二重管と低温部二重管の軸方向断面図である。図1と図2において、熱交換器1は、複数の二重管2a、2bを渦巻状に形成したものを連接した二重管式の熱交換器であり、二重管2a、2bは内部を冷媒流路3とする冷媒管4と、冷媒管4を2本内挿して冷媒管4の外壁との間に水流路5を形成した水管6からなる。冷媒流路3と水流路5は対向して流れており、この結果、熱交換効率を高めることができる。そして、冷媒管4は、冷媒流路3の入口側高温部Hと呼ぶに配置した4本の高温部冷媒管4aと、冷媒流路3の出口側低温部Cと呼ぶに併設した2本の低温部冷媒管4bを、途中、冷媒用ヘッダ7を介して、順次連接して形成されている。本実施の形態では、冷媒用ヘッダ7より冷媒流路3の上流を高温部H、下流側を低温部Cと定義し、冷媒管4は冷媒流路3の上流側である高温部冷媒管4aと下流側である低温部冷媒管4bからなっている。高温部冷媒管4aの本数N1および長さL1と、低温部冷媒管4bの本数N2および長さL2とした時、N1>N2の関係本実施の形態ではN1が4本、N2が2本とするで、かつ、式1で定義された平均パス数Nが、1.05ないし1.68の範囲に、好ましくは、1.2ないし1.5の範囲に設けられている。但し、式1において分母にN2を加えているのは、N2≧1とするためである。また、冷媒流路3と水流路5は対向して流れる構成であり、冷媒流路3は冷媒入口9aから流入し冷媒出口9bから流出し、冷媒流路3は水入り口10aから流入し水出口10bから流出する。以上のように構成された熱交換器について、以下その動作を説明する。熱交換器1は、冷媒流路3を流れる冷媒例えば二酸化炭素と水流路5を流れる水が、冷媒管4を介して熱交換されるようになっている。熱交換器1をヒートポンプ式給湯機用の水と冷媒の間で熱交換を行う熱交換器として用いた場合、二酸化炭素は超臨界状態で動作し、フロン系の冷媒に比して密度が高い状態で作動するため、高いヒートポンプ効率を得ることができる。熱交換器1の熱交換能力Qを効率的に高めるためには、冷媒熱伝達率αと冷媒圧力損失DPをそれぞれ最適に作用させることが重要である。冷媒熱伝達率αを高めるためには、例えば冷媒流路3の流路断面積を小さくして冷媒速度を増加させる方法があるが、同時に冷媒圧力損失DPも増大してしまう。この冷媒圧力損失DPが大きいと冷媒温度Trが小さくなり、冷媒と水との温度差DTが小さくなるため、冷媒熱伝達率αを増加させたとしても熱交換能力Qは向上せず好ましくない。これと逆に、冷媒流路3の流路断面積を大きくして冷媒流速を減速させて冷媒圧力損失DPを小さくする方法もあるが、冷媒熱伝達率αが低下してしまう。この様に、冷媒熱伝達率αを必要量維持させながら、同時に冷媒圧力損失DPを低減させるような冷媒熱伝達率αと冷媒圧力損失DPのバランスの最適化こそが、熱交換能力Qを効率的に高めるポイントと言える。具体的には高温部冷媒管4aと低温部冷媒管4bの管本数と冷媒管の長さを、それぞれに最適化することにある。以下、冷媒管本数と冷媒管の長さを最適化した一例について冷媒に二酸化炭素を用いて説明する。本実施の形態では、N1が4本、N2が2本以後、高温部4本仕様と呼ぶであるとし、参考までにN1が2本、N2が4本以後、高温部2本仕様と呼ぶの特性を併記して示す。熱交換器への材料投入量に対する効果をわかりやすくするため、平均パス数NをX軸とする特性図については、材料投入長さSS=L1×N1L2×N2は一定とした。図3に平均パス数Nと冷媒圧力損失DPの関係について示す。これによると、材料投入長さSがどれも同じであるにもかかわらず、高温部4本仕様の冷媒圧力損失DPは高温部2本仕様よりも低減されている。これは、冷媒密度が小さく冷媒流速が速くなる高温部においては、高温部2本仕様は冷媒管本数が少ないため、冷媒圧力損失をより大きくしてしまうためである。図4には、熱交換器の冷媒エンタルピhと冷媒温度Tの関係を、一例として平均パス数Nが1.3の時について示している。これによると、高温部4本仕様の冷媒温度Tは、冷媒圧力損失DPが比較的小さいため、高温部2本仕様よりも高く維持できる。図5には、熱交換器としての平均パス数Nとピンチ温度部二酸化炭素と水の温度差が最も小さくなるポイントの冷媒温度Tpの関係について示している。このピンチ温度部の冷媒温度Tpが高ければ高いほど理論熱交換能力が高くなり、熱交換能力の向上に有利になる。この図によると、高温部4本仕様の冷媒温度Tpは高温部2本仕様よりも高く、特に平均パス数Nが1.2ないし1.7の範囲が顕著であり効果的である。図6には、平均パス数Nと冷媒と水の温度差DT熱交換器の平均の関係について示している。これによると、高温部4本仕様の冷媒と水の温度差DTは、高温部2本仕様よりも高く維持できており、特に平均パス数Nが1.1ないし1.8の範囲が顕著である。図7には、平均パス数Nと、N=2のときの熱交換能力を100としたときをベースとする熱交換能力の比熱交換能力比Qと呼ぶの関係について示している。これによると、高温部4本仕様の熱交換能力比Qは高温部2本仕様よりも高く維持できており、特に平均パス数Nが1.05ないし1.68の範囲において熱交換能力比Qを効率的に高めている。以上のように、冷媒流路3の上流側は冷媒圧力損失DPの影響を受けやすくなるため、冷媒流路3の流路断面積を大きくして冷媒流速を低くするほうが効果的である一方、冷媒流路3の下流側は冷媒圧力損失DPの影響は小さいので冷媒流路3の流路断面積を小さくして冷媒流速を速くして冷媒熱伝達率αを大きくするほうが効果的である。さらに、式1で定義された平均パス数Nが、1.05ないし1.68の範囲に、好ましくは、1.2ないし1.5の範囲に設けることで、高温部Hと低温部Cのそれぞれの冷媒熱伝達率αと冷媒圧力損失DPのバランスを最適化せしめ、熱交換能力比Qを効率的に高めることができる。よって、熱交換器の軽量化が図れ、コストパフォーマンスに優れた熱交換器を提供することができる。特に、ヒートポンプ式給湯機用の水冷媒熱交換器として用いた場合には、高いヒートポンプ効率を得ることができる。また、低温部の二重管2bが1本であることに対し、高温部の二重管2aが2本のため水流路断面積が拡大され、スケール成分により管内を閉塞させることもない。このように、本実施の形態1における熱交換器1は、水流路5を構成する水管6と、冷媒流路3を構成する冷媒管4とからなり、水流路5を流れる水と冷媒流路3を流れる冷媒とを熱交換するものであって、冷媒管4は冷媒流路3の上流側である高温部冷媒管4aと下流側である低温部冷媒管4bからなり、高温部冷媒管4aの本数N1および長さL1と、低温部冷媒管4bの本数N2および長さL2とした時、N1>N2の関係で、かつ、数1で定義された平均パス数Nが、1.05ないし1.68の範囲に設けられている。このため、冷媒圧力損失DPが熱交換能力に与える影響が顕著な高温部冷媒管4aにおいて冷媒圧力損失DPの増加を最小限に抑え、かつ冷媒流速の熱交換能力に与える影響が顕著な低温部冷媒管4bでは冷媒流速の低下を抑えることとなり、熱交換器1全体の冷媒圧力損失DPと熱伝達率αのバランスを最適化することができ、熱交換器1の小型軽量化が図れる。そして、高温部冷媒管4aと低温部冷媒管4bからなる冷媒管4を水管6の内に配設することにより、伝熱面がすべて水と接するため、冷媒からの熱を水に効率良く伝えることができ、熱交換器1の重量に対する熱交換能力の比を最大限に引き出すことができる。さらに、冷媒を特に二酸化炭素とし、熱交換器1をヒートポンプ式給湯機用として水と冷媒の間で熱交換を行う熱交換器として用いた場合、二酸化炭素は超臨界状態で動作しフロン系の冷媒に比して密度が高い状態で作動するため、高いヒートポンプ効率を得ることができる。尚、本発明の実施の形態1では、水管6内に配置する高温部冷媒管4aと低温部冷媒管4bの本数をそれぞれ4本、2本としているが、それ以上の本数とすることもでき、同様の作用効果を期待することができる。さらに、本発明の実施の形態1において、水管6、冷媒管4を銅製としたが、少なくともいずれか一方を真鍮、ステンレス、耐食性を持った鉄、アルミ合金等を材料として構成しても、同様の作用効果が期待できる。また、本発明の実施の形態1では、冷媒管4を流れる冷媒を二酸化炭素としたが、ハイドロカーボン系やHFC系R410A等の冷媒、あるいはこれらの代替冷媒とすることも同様の作用効果が期待できる。