流水の位置エネルギーを回転エネルギーに変換する水力機械のランナベーンと下流の放水路とを連結し前記ランナベーン出口に接続された曲がり部と、前記曲がり部に繋がり水平方向を向き下流側に向けて断面積が増大する拡大部とを有する水車機械の曲がり吸出し管において、吸出し管曲がり部内側における最下点が、水力機械の回転軸に最も近い吸出し管流路内最下点を含む断面よりも前記拡大部側に存在し、前記吸出し管曲がり部内側の曲線形状について、曲がり部入口断面を0度とし、吸出し管流路内最下点のうち最も水力機械の回転軸に近い点を含む断面を90度とする座標系をとったとき、吸出し管曲がり部断面に沿って40度以上50度以下の断面まで上部ドラフト部側面の延長線で定義される直線部を有することを特徴とする水力機械の曲がり吸出し管。前記曲がり部入口断面からの曲がり部内側直線部と水力機械の中心線の垂線とのなす角度をα、その管路の軸線中心線方向に垂直な面で切断して得られる断面の重心点を結ぶことにより得られる吸出し管中心線のうち、前記曲がり部入口断面と前記曲がり部入口断面から5度位置の断面とを結ぶ直線と、水力機械中心線の垂線との角度をβとしたとき、各々の部位において、α>βであることを特徴とする請求項1記載の水力機械の曲がり吸出し管。しかし、水力機械の曲がり吸出し管においては、高性能を目的として吸出し管深さを深く設計することが多いが、このときは土木掘削量が増大する。吸出し管深さを浅く設計すると、吸出し管による圧力回復を効率的に図ることができず、吸出し管による性能が低下する。図10は吸出し管内流れメカニズムの模式図である。図10に示すように、吸出し管深さを浅くすると、矢印で示す水の流れ方向17が曲がり部出口近傍において急激に変化するため、曲がり部出口の上面及び拡大部上面近傍において流れの剥離18が発生する。これにより、ランナベーンの出口部での速度エネルギーを効率よく回収することができず、結果として吸出し管の性能低下を引き起こす。この悪影響は流量の少ない部分負荷運転時に比べ、流量の多い過負荷運転時の性能低下が著しく発生する。本発明が解決しようとする課題は、水力機械の過負荷運転時においても性能低下を抑制できる水力機械の曲がり吸出し管を提供することにある。実施形態の水力機械の曲がり吸出し管は、流水の位置エネルギーを回転エネルギーに変換する水力機械のランナベーンと下流の放水路とを連結し前記ランナベーン出口に接続された曲がり部と、前記曲がり部に繋がり水平方向を向き下流側に向けて断面積が増大する拡大部とを有する。吸出し管曲がり部内側における最下点が、水力機械の回転軸に最も近い吸出し管流路内最下点を含む断面よりも前記拡大部側に存在する。また、前記吸出し管曲がり部内側の曲線形状について、曲がり部入口断面を0度とし、吸出し管流路内最下点のうち最も水力機械の回転軸に近い点を含む断面を90度とする座標系をとったとき、吸出し管曲がり部断面に沿って40度以上50度以下の断面まで上部ドラフト部側面の延長線で定義される直線部を有する。第1の実施の形態図1は、本発明の第1の実施の形態に係わる水力機械の曲がり吸出し管の概念図である。図1では水力機械である水車やポンプ水車の図示を省略している。上部ドラフト12の側面はランナベーン出口からの距離が大きくなるに従って増加するように形成されている。また、拡大部15は、吸出し管流路内最下点16が水平方向の向きに平坦になるように形成されている。すなわち、吸出し管流路内最下点16のうち水力機械の回転軸線Yに最も近い点16a以降下流側は水平方向に平坦である。一方、吸出し管曲がり部内側では、水力機械中心線X側へ所定の振り上げ角度で下流側に拡大している。そして、吸出し管曲がり部内側における最下点19が水力機械の回転軸に最も近い吸出し管流路内最下点16aを含む断面よりも拡大部15側に存在するように形成されている。いま、水力機械回転軸線Yから吸出し管流路内最下点16aまでの距離をLe、水力機械回転軸線Yから吸出し管曲がり部内側における最下点19までの距離をLeminとしたとき、損失と/Leとの関係を示すと、図2に示す特性が得られる。図2に示すように、水力機械の曲がり吸出し管の損失は、/Leが0.10~0.85の範囲で小さいことが分かる。そこで、0.10</Le≦0.85が成り立つように、吸出し管曲がり部内側における最下点19の位置を定める。第1の実施の形態によれば、吸出し管曲がり部内側における最下点19が吸出し管流路内最下点16aよりも拡大部15側に定義するので、曲がり部内側の曲率がさらに拡大部15の方向へ伸びる構造になる。従って、吸出し管上面で発生しやすい流れの剥離を抑制し、過負荷運転時の性能低下を抑制することが可能となる。第2の実施の形態図3は、本発明の第2の実施の形態に係わる水力機械の曲がり吸出し管の概念図である。図3では水力機械である水車やポンプ水車の図示を省略している。この第2の実施の形態は、図1に示した第1の実施の形態に対し、前記曲がり部内側の形状について、上部ドラフト部側面の延長線で定義される直線部20を有するものである。図3において、上部ドラフト12の側面はランナベーン出口からの距離が大きくなるに従って増加するように形成され、拡大部15は吸出し管流路内最下点16が水平方向の向きに平坦になるように形成されている。また、吸出し管曲がり部内側では、水力機械中心線X側へ所定の振り上げ角度で下流側に拡大しており、吸出し管曲がり部内側における最下点19が水力機械の回転軸に最も近い吸出し管流路内最下点16aを含む断面よりも拡大部15側に存在するように形成されている。このような曲がり部内側の形状について、吸出し管流路内最下点のうち最も水力機械回転軸に近い点を含む断面を90度とする座標系をとったとき、吸出し管曲がり部断面に沿って40度以上50度以下の断面まで上部ドラフト部側面の延長線で定義される直線部20を有した曲がり部形状により構成されている。これは、曲がり部を流れる流水は流れ方向に対して徐々に断面積が拡大されることにより圧力回復を行うが、流路が曲がることで流れの向きが変化し損失が発生するので、その損失を低減するためである。図4は、曲がり部の0度位置から吸出し管曲がり部内側における最下点19まで直線形状とした場合の水力機械の曲がり吸出し管の損失の特性図である。図4に示すように、曲がり部の40度位置から50度位置以下の範囲で曲がり部内側を直線形状とすることでこの部位での剥離を抑制し損失を低減できることがわかる。なお、曲がり部50度位置以上まで直線部を有する吸出し管形状は曲がり部内側の曲率が大きくなりすぎてしまうため直線部以降で流れの剥離が発生しやすくなる。一方、吸出し管の各々の部位において、曲がり部入口断面13からの曲がり部内側直線部20と水力機械中心線Xの垂線とのなす角度をα、その管路の軸線中心線S方向に垂直な面で切断して得られる断面の重心点を結ぶことにより得られる吸出し管中心線Sのうち曲がり部入口断面13とその曲がり部入口断面13から5度位置の断面を結ぶ直線と水力機械中心線の垂線の角度をβとしたとき、α>βと吸出し管形状を定める。これにより、曲がり部内周側だけでなく、外周側の流れ方向をゆるやかに方向変換させる。従って、曲がり部外周側における衝突損失を低減させることができ、過負荷運転時における水力性能の低下を抑制することができる。第2の実施の形態によれば、曲がり部内側の所定の範囲を直線形状とし剥離を抑制して損失を低減するので、過負荷運転時の流れの剥離を抑制することができ、水力機械の曲がり吸出し管の過負荷運転時における性能低下を抑制することが可能となる。曲がり部内周側だけでなく、外周側の流れ方向をゆるやかに方向変換させてやることにより、曲がり部外周側における衝突損失を低減させることができ、過負荷運転時における水力性能の低下を抑制することができる。第3の実施の形態図5は、本発明の第3の実施の形態に係わる水力機械の曲がり吸出し管の概念図である。図5では水力機械である水車やポンプ水車の図示を省略している。この第3の実施の形態は、第1の実施の形態または第2の実施の形態に対し、曲がり部内側の曲率ρi、曲がり部外側の曲率ρo、曲がり部断面の流路高さHeを所定の関係に保ち、外周側の流れ方向をゆるやかに方向変換させてやることで曲がり部外周側における衝突損失を低減させるようにしたものである。図5において、曲がり部内側の曲率をρi、曲がり部外側の曲率をρoとし、曲がり部断面の流路高さをHeとする。図6は、水力機械の曲がり吸出し管の損失と/との関係を示す特性図である。図6から分かるように、水力機械の曲がり吸出し管の損失は、/の1.5~2.4の範囲で小さいことが分かる。また、この範囲を超える場合で、値が小さい方では衝突損失が大きくなり、値が大きい方では圧力回復率が悪化するので、いずれの場合も損失が大きい。そこで、1.5≦/≦2.4が成り立つように、吸出し管曲がり部の形状を定める。これにより、曲がり部内側形状が直線部以降の各断面においては外周側へ偏った形状となる。第3の実施の形態によれば、外周側の流れ方向をゆるやかに方向変換させてやるので、曲がり部外周側における衝突損失を低減させることができる。従って、過負荷運転時における水力性能の低下を抑制することが可能となる。第4の実施の形態図7は本発明の第4の実施の形態に係わる水力機械の曲がり吸出し管の概念図である。この第4の実施の形態は、第1の実施の形態乃至第3の実施の形態のいずれかに対し、曲がり部14の90度位置における吸出し管の流路高さHeoが所定の範囲内になるように規定したものである。吸出し管深さをF、曲がり部の90度位置吸出し管流路内最下点のうち最も水力機械回転軸に近い点16aにおける吸出し管の流路高さをHeoとしたとき、Heo/Fが所定の範囲になるように吸出し管の流路高さHeoを定める。図8は水力機械の曲がり吸出し管の損失とHeo/Fとの関係を示す特性図である。図8から分かるように、水力機械の曲がり吸出し管の損失は、Heo/Fの0.2~0.3の範囲で小さいことが分かる。第4の実施の形態によれば、吸出し管流路内最下点のうち最も水力機械回転軸に近い点16a曲がり部の90度位置における吸出し管の流路高さHeoを所定の範囲に規定するので、水力機械の曲がり吸出し管の損失を低減できる。以上説明した実施形態によれば、水力機械の過負荷運転時においても性能低下を抑制することが可能となる。