"機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備し、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せに対し侵入禁止領域を設定して機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が前記侵入禁止領域内に侵入するのを禁止し、要求吸入空気量が変化したときに現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて侵入禁止領域内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を算出し、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を目標動作点に向けて変化させるようにした火花点火内燃機関において、機関要求出力が変化して要求吸入空気量を変化させるときに、燃焼悪化に伴う機関振動が車両振動を増大させない場合には、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が前記侵入禁止領域内に侵入するのを禁止せずに、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点へ向けて機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を変化させることを特徴とする火花点火内燃機関。機関要求出力が変化して要求吸入空気量を変化させるときに、燃焼悪化に伴う機関振動が車両振動を増大させない場合とは、車両制振制御に伴う機関要求出力の変化であることを特徴とする請求項1に記載の火花点火内燃機関。機関要求出力が変化して要求吸入空気量を変化させるときに、燃焼悪化に伴う機関振動が車両振動を増大させない場合とは、トラクション制御に伴う機関要求出力の減少であることを特徴とする請求項1に記載の火花点火内燃機関。機関要求出力が変化して要求吸入空気量を変化させるときに、燃焼悪化に伴う機関振動が車両振動を増大させない場合とは、自動変速機の変速中の機関要求出力の減少であることを特徴とする請求項1に記載の火花点火内燃機関。機関要求出力が増加して要求吸入空気量を増加させるときに、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が前記侵入禁止領域内に侵入するのを禁止せずに、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点へ向けて機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を変化させるときには、点火時期を遅角させることを特徴とする請求項1又は2に記載の火花点火内燃機関。機関要求出力が減少して要求吸入空気量を減少させるときに、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が前記侵入禁止領域内に侵入するのを禁止せずに、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点へ向けて機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を変化させるときには、点火時期を進角させることを特徴とする請求項1から4のいずれか一項に記載の火花点火内燃機関。自動変速機の変速中の機関要求出力の減少により要求吸入空気量を減少させるときに、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が前記侵入禁止領域内に侵入するのを禁止せずに、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点へ向けて吸気弁閉弁時期だけを変化させることを特徴とする請求項4に記載の火花点火内燃機関。しかしながら、機関要求出力の変化に伴って要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せ示す動作点を侵入禁止領域内へ侵入させないようにすると、吸気弁閉弁時期の変化を多少なりとも遅らせることとなり、機関要求出力の変化の応答性を高めることが望まれる。従って、本発明の目的は、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備する火花点火内燃機関において、機関要求出力の変化に伴って要求吸入空気量が変化したときに、ドライバビリティの悪化を抑制して、機関要求出力の変化の応答性を高めることである。本発明による請求項1に記載の火花点火内燃機関は、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備し、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せに対し侵入禁止領域を設定して機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が前記侵入禁止領域内に侵入するのを禁止し、要求吸入空気量が変化したときに現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて侵入禁止領域内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を算出し、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を目標動作点に向けて変化させるようにした火花点火内燃機関において、機関要求出力が変化して要求吸入空気量を変化させるときに、燃焼悪化に伴う機関振動が車両振動を増大させない場合には、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が前記侵入禁止領域内に侵入するのを禁止せずに、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点へ向けて機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を変化させることを特徴とする。本発明による請求項2に記載の火花点火内燃機関は、請求項1に記載の火花点火内燃機関において、機関要求出力が変化して要求吸入空気量を変化させるときに、燃焼悪化に伴う機関振動が車両振動を増大させない場合とは、車両制振制御に伴う機関要求出力の変化であることを特徴とする。本発明による請求項3に記載の火花点火内燃機関は、請求項1に記載の火花点火内燃機関において、機関要求出力が変化して要求吸入空気量を変化させるときに、燃焼悪化に伴う機関振動が車両振動を増大させない場合とは、トラクション制御に伴う機関要求出力の減少であることを特徴とする。本発明による請求項4に記載の火花点火内燃機関は、請求項1に記載の火花点火内燃機関において、機関要求出力が変化して要求吸入空気量を変化させるときに、燃焼悪化に伴う機関振動が車両振動を増大させない場合とは、自動変速機の変速中の機関要求出力の減少であることを特徴とする。本発明による請求項5に記載の火花点火内燃機関は、請求項1又は2に記載の火花点火内燃機関において、機関要求出力が増加して要求吸入空気量を増加させるときに、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が前記侵入禁止領域内に侵入するのを禁止せずに、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点へ向けて機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を変化させるときには、点火時期を遅角させることを特徴とする。本発明による請求項6に記載の火花点火内燃機関は、請求項1から4のいずれか一項に記載の火花点火内燃機関において、機関要求出力が減少して要求吸入空気量を減少させるときに、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が前記侵入禁止領域内に侵入するのを禁止せずに、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点へ向けて機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を変化させるときには、点火時期を進角させることを特徴とする。本発明による請求項7に記載の火花点火内燃機関は、請求項4に記載の火花点火内燃機関において、自動変速機の変速中の機関要求出力の減少により要求吸入空気量を減少させるときに、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が前記侵入禁止領域内に侵入するのを禁止せずに、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点へ向けて吸気弁閉弁時期だけを変化させることを特徴とする。要求吸入空気量が変化したときに応答性のよい運転を確保するためには機械圧縮比と吸気弁閉弁時期の動作点をできる限り早く要求吸入空気量を満たす動作点まで変化させることが好ましい。しかしながらこのとき動作点が変化中に侵入禁止領域内に侵入してしまうと燃焼が悪化してしまう。本発明による請求項1に記載の火花点火内燃機関よれば、侵入禁止領域内に侵入することのない目標動作点を算出し、この算出された目標動作点に向けて機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を変化させるようにしている。このようにすると動作点は侵入禁止領域内に侵入することなく要求吸入空気量を満たす動作点まで早期に到達するようになり、ドライバビリティを悪化させることなく、良好な燃焼を維持しつつ応答性のよい運転を確保できることになる。しかしながら、機関要求出力が変化して要求吸入空気量を変化させるときに、燃焼悪化に伴う機関振動が車両振動を増大させない場合には、車両の運転者は燃焼悪化に伴う機関振動に気づかないために、燃焼を悪化させてもドライバビリティを悪化させることがなく、このときには、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が侵入禁止領域内に侵入するのを禁止せずに、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点へ向けて機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を変化させるようになっており、それにより、機関要求出力の変化の応答性をさらに高めることができる。本発明による請求項2に記載の火花点火内燃機関によれば、請求項1に記載の火花点火内燃機関において、機関要求出力が変化して要求吸入空気量を変化させるときに、燃焼悪化に伴う機関振動が車両振動を増大させない場合とは、車両制振制御に伴う機関要求出力の変化であり、車両制振制御中は、既に車両振動が発生しており、車両の運転者は燃焼悪化に伴う機関振動に気づかないために、燃焼を悪化させてもドライバビリティを悪化させない。本発明による請求項3に記載の火花点火内燃機関によれば、請求項1に記載の火花点火内燃機関において、機関要求出力が変化して要求吸入空気量を変化させるときに、燃焼悪化に伴う機関振動が車両振動を増大させない場合とは、トラクション制御に伴う機関要求出力の減少であり、トラクション制御中は、車両駆動輪がスリップしており、車両の運転者は燃焼悪化に伴う機関振動に気づかないために、燃焼を悪化させてもドライバビリティを悪化させない。本発明による請求項4に記載の火花点火内燃機関によれば、請求項1に記載の火花点火内燃機関において、機関要求出力が変化して要求吸入空気量を変化させるときに、燃焼悪化に伴う機関振動が車両振動を増大させない場合とは、自動変速機の変速中の機関要求出力の減少であり、自動変速機の変速中は、機関出力軸が車両と連結されておらず、燃焼悪化に伴う機関振動が車両に伝達され難く、車両の運転者は燃焼悪化に伴う機関振動に気づかないために、燃焼を悪化させてもドライバビリティを悪化させない。本発明による請求項5に記載の火花点火内燃機関によれば、請求項1又は2に記載の火花点火内燃機関において、機関要求出力が増加して要求吸入空気量を増加させるときに、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が侵入禁止領域内に侵入するのを禁止せずに、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点へ向けて機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を変化させるときには、機関圧縮比が高いまま吸気弁閉弁時期が進角されて圧縮端圧力が高くなるために、点火時期を遅角させてノッキングの発生を抑制する。本発明による請求項6に記載の火花点火内燃機関によれば、請求項1から4のいずれか一項に記載の火花点火内燃機関において、機関要求出力が減少して要求吸入空気量を減少させるときに、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が侵入禁止領域内に侵入するのを禁止せずに、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点へ向けて機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を変化させるときには、機関圧縮比が低いまま吸気弁閉弁時期が遅角されて圧縮端圧力が低くなるために、点火時期を進角させて燃焼悪化を改善する。本発明による請求項7に記載の火花点火内燃機関によれば、請求項4に記載の火花点火内燃機関において、自動変速機の変速中の機関要求出力の減少により要求吸入空気量を減少させるときには、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が侵入禁止領域内に侵入するのを禁止せずに、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点へ向けて吸気弁閉弁時期だけを変化させるようになっている。自動変速機の変速中にトルクショック低減のために減少させた機関要求出力は、変速完了後には元に戻されるために、変化速度が遅い機械圧縮比は現在の動作点に維持され、要求吸入空気量を満たす動作点へは変化させないようにしている。図1は本発明による火花点火式内燃機関の側面断面図である。図1を参照すると、1はクランクケース、2はシリンダブロック、3はシリンダヘッド、4はピストン、5は燃焼室、6は燃焼室5の頂面中央部に配置された点火栓、7は吸気弁、8は吸気ポート、9は排気弁、10は排気ポートを夫々示す。吸気ポート8は吸気枝管11を介してサージタンク12に連結され、各吸気枝管11には夫々対応する吸気ポート8内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁13が配置される。なお、燃料噴射弁13は各吸気枝管11に取付ける代りに各燃焼室5内に配置してもよい。サージタンク12は吸気ダクト14を介してエアクリーナ15に連結され、吸気ダクト14内にはアクチュエータ16によって駆動されるスロットル弁17と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器18とが配置される。一方、排気ポート10は排気マニホルド19を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ20に連結され、排気マニホルド19内には空燃比センサ21が配置される。一方、図1に示される実施例ではクランクケース1とシリンダブロック2との連結部にクランクケース1とシリンダブロック2のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン4が圧縮上死点に位置するときの燃焼室5の容積を変更可能な可変圧縮比機構Aが設けられており、更に実際の圧縮作用の開始時期を変更可能な実圧縮作用開始時期変更機構Bが設けられている。なお、図1に示される実施例ではこの実圧縮作用開始時期変更機構Bは吸気弁7の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構からなる。図1に示されるようにクランクケース1とシリンダブロック2にはクランクケース1とシリンダブロック2間の相対位置関係を検出するための相対位置センサ22が取付けられており、この相対位置センサ22からはクランクケース1とシリンダブロック2との間隔の変化を示す出力信号が出力される。また、可変バルブタイミング機構Bには吸気弁7の閉弁時期を示す出力信号を発生するバルブタイミングセンサ23が取付けられており、スロットル弁駆動用のアクチュエータ16にはスロットル弁開度を示す出力信号を発生するスロットル開度センサ24が取付けられている。電子制御ユニット30はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス31によって互いに接続されたROMリードオンリメモリ32、RAMランダムアクセスメモリ33、CPUマイクロプロセッサ34、入力ポート35および出力ポート36を具備する。吸入空気量検出器18、空燃比センサ21、相対位置センサ22、バルブタイミングセンサ23およびスロットル開度センサ24の出力信号は夫々対応するAD変換器37を介して入力ポート35に入力される。また、アクセルペダル40にはアクセルペダル40の踏込み量Lに比例した出力電圧を発生する負荷センサ41が接続され、負荷センサ41の出力電圧は対応するAD変換器37を介して入力ポート35に入力される。更に入力ポート35にはクランクシャフトが例えば30°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ42が接続される。一方、出力ポート36は対応する駆動回路38を介して点火栓6、燃料噴射弁13、スロットル弁駆動用アクチュエータ16、可変圧縮比機構Aおよび可変バルブタイミング機構Bに接続される。図2は図1に示す可変圧縮比機構Aの分解斜視図を示しており、図3は図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図2を参照すると、シリンダブロック2の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部50が形成されており、各突出部50内には夫々断面円形のカム挿入孔51が形成されている。一方、クランクケース1の上壁面上には互いに間隔を隔てて夫々対応する突出部50の間に嵌合せしめられる複数個の突出部52が形成されており、これらの各突出部52内にも夫々断面円形のカム挿入孔53が形成されている。図2に示されるように一対のカムシャフト54,55が設けられており、各カムシャフト54,55上には一つおきに各カム挿入孔53内に回転可能に挿入される円形カム58が固定されている。これらの円形カム58は各カムシャフト54,55の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム58の両側には図3に示すように各カムシャフト54,55の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸57が延びており、この偏心軸57上に別の円形カム56が偏心して回転可能に取付けられている。図2に示されるようにこれら円形カム56は各円形カム58の両側に配置されており、これら円形カム56は対応する各カム挿入孔51内に回転可能に挿入されている。また、図2に示されるようにカムシャフト55にはカムシャフト55の回転角度を表す出力信号を発生するカム回転角度センサ25が取付けられている。図3Aに示すような状態から各カムシャフト54,55上に固定された円形カム58を図3Aにおいて矢印で示される如く互いに反対方向に回転させると偏心軸57が互いに離れる方向に移動するために円形カム56がカム挿入孔51内において円形カム58とは反対方向に回転し、図3Bに示されるように偏心軸57の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に円形カム58を矢印で示される方向に回転させると図3Cに示されるように偏心軸57は最も低い位置となる。なお、図3A、図3B、図3Cには夫々の状態における円形カム58の中心aと偏心軸57の中心bと円形カム56の中心cとの位置関係が示されている。図3Aから図3Cとを比較するとわかるようにクランクケース1とシリンダブロック2の相対位置は円形カム58の中心aと円形カム56の中心cとの距離によって定まり、円形カム58の中心aと円形カム56の中心cとの距離が大きくなるほどシリンダブロック2はクランクケース1から離れる。即ち、可変圧縮比機構Aは回転するカムを用いたクランク機構によりクランクケース1とシリンダブロック2間の相対位置を変化させていることになる。シリンダブロック2がクランクケース1から離れるとピストン4が圧縮上死点に位置するときの燃焼室5の容積は増大し、従って各カムシャフト54,55を回転させることによってピストン4が圧縮上死点に位置するときの燃焼室5の容積を変更することができる。図2に示されるように各カムシャフト54,55を夫々反対方向に回転させるために駆動モータ59の回転軸には夫々螺旋方向が逆向きの一対のウォーム61,62が取付けられており、これらウォーム61,62と噛合するウォームホイール63,64が夫々各カムシャフト54,55の端部に固定されている。この実施例では駆動モータ59を駆動することによってピストン4が圧縮上死点に位置するときの燃焼室5の容積を広い範囲に亘って変更することができる。一方、図4は図1において吸気弁7を駆動するためのカムシャフト70の端部に取付けられた可変バルブタイミング機構Bを示している。図4を参照すると、この可変バルブタイミング機構Bは機関のクランク軸によりタイミングベルトを介して矢印方向に回転せしめられるタイミングプーリ71と、タイミングプーリ71と一緒に回転する円筒状ハウジング72と、吸気弁駆動用カムシャフト70と一緒に回転しかつ円筒状ハウジング72に対して相対回転可能な回転軸73と、円筒状ハウジング72の内周面から回転軸73の外周面まで延びる複数個の仕切壁74と、各仕切壁74の間で回転軸73の外周面から円筒状ハウジング72の内周面まで延びるベーン75とを具備しており、各ベーン75の両側には夫々進角用油圧室76と遅角用油圧室77とが形成されている。各油圧室76,77への作動油の供給制御は作動油供給制御弁78によって行われる。この作動油供給制御弁78は各油圧室76,77に夫々連結された油圧ポート79,80と、油圧ポンプ81から吐出された作動油の供給ポート82と、一対のドレインポート83,84と、各ポート79,80,82,83,84間の連通遮断制御を行うスプール弁85とを具備している。吸気弁駆動用カムシャフト70のカムの位相を進角すべきときは図4においてスプール弁85が右方に移動せしめられ、供給ポート82から供給された作動油が油圧ポート79を介して進角用油圧室76に供給されると共に遅角用油圧室77内の作動油がドレインポート84から排出される。このとき回転軸73は円筒状ハウジング72に対して矢印方向に相対回転せしめられる。これに対し、吸気弁駆動用カムシャフト70のカムの位相を遅角すべきときは図4においてスプール弁85が左方に移動せしめられ、供給ポート82から供給された作動油が油圧ポート80を介して遅角用油圧室77に供給されると共に進角用油圧室76内の作動油がドレインポート83から排出される。このとき回転軸73は円筒状ハウジング72に対して矢印と反対方向に相対回転せしめられる。回転軸73が円筒状ハウジング72に対して相対回転せしめられているときにスプール弁85が図4に示される中立位置に戻されると回転軸73の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸73はそのときの相対回転位置に保持される。従って可変バルブタイミング機構Bによって吸気弁駆動用カムシャフト70のカムの位相を所望の量だけ進角させることができ、遅角させることができることになる。図5において実線は可変バルブタイミング機構Bによって吸気弁駆動用カムシャフト70のカムの位相が最も進角されているときを示しており、破線は吸気弁駆動用カムシャフト70のカムの位相が最も遅角されているときを示している。従って吸気弁7の開弁期間は図5において実線で示す範囲と破線で示す範囲との間で任意に設定することができ、従って吸気弁7の閉弁時期も図5において矢印Cで示す範囲内の任意のクランク角に設定することができる。図1および図4に示される可変バルブタイミング機構Bは一例を示すものであって、例えば吸気弁の開弁時期を一定に維持したまま吸気弁の閉弁時期のみを変えることのできる可変バルブタイミング機構等、種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。次に図6を参照しつつ本願において使用されている用語の意味について説明する。なお、図6のA,B,Cには説明のために燃焼室容積が50mlでピストンの行程容積が500mlであるエンジンが示されており、これら図6のA,B,Cにおいて燃焼室容積とはピストンが圧縮上死点に位置するときの燃焼室の容積を表している。図6Aは機械圧縮比について説明している。機械圧縮比は圧縮行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であってこの機械圧縮比は燃焼室容積行程容積/燃焼室容積で表される。図6Aに示される例ではこの機械圧縮比は50ml500ml/50ml=11となる。図6Bは実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は燃焼室容積実際の行程容積/燃焼室容積で表される。即ち、図6Bに示されるように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。従って実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記の如く表される。図6Bに示される例では実圧縮比は50ml450ml/50ml=10となる。図6Cは膨張比について説明している。膨張比は膨張行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの膨張比は燃焼室容積行程容積/燃焼室容積で表される。図6Cに示される例ではこの膨張比は50ml500ml/50ml=11となる。次に図7および図8を参照しつつ本発明において用いられている超膨張比サイクルについて説明する。なお、図7は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図8は本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。図8Aは吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ吸気下死点付近からピストンによる圧縮作用が開始される場合の通常のサイクルを示している。この図8Aに示す例でも図6のA,B,Cに示す例と同様に燃焼室容積が50mlとされ、ピストンの行程容積が500mlとされている。図8Aからわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は50ml500ml/50ml=11であり、実圧縮比もほぼ11であり、膨張比も50ml500ml/50ml=11となる。即ち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。図7における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、即ち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、即ち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。従って通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも12程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。一方、このような状況下で機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分しつつ理論熱効率を高めることが検討され、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことが見い出されたのである。即ち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。従って膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図7の破線ε=10は実圧縮比を10に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比εを低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図7の実線で示す如く実圧縮比も膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、従って実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大巾に高めることができる。図8Bは可変圧縮比機構Aおよび可変バルブタイミング機構Bを用いて、実圧縮比を低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。図8Bを参照すると、この例では可変圧縮比機構Aにより燃焼室容積が50mlから20mlまで減少せしめられる。一方、可変バルブタイミング機構Bによって実際のピストン行程容積が500mlから200mlになるまで吸気弁の閉弁時期が遅らされる。その結果、この例では実圧縮比は20ml200ml/20ml=11となり、膨張比は20ml500ml/20ml=26となる。図8Aに示される通常のサイクルでは前述したように実圧縮比がほぼ11で膨張比が11であり、この場合に比べると図8Bに示される場合には膨張比のみが26まで高められていることがわかる。これが超高膨張比サイクルと称される所以である。一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、従って機関運転時における熱効率を向上させるためには、即ち燃費を向上させるには機関負荷が低いときの熱効率を向上させることが必要となる。一方、図8Bに示される超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室5内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、従ってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。従って本発明では機関負荷が比較的低いときには図8Bに示す超高膨張比サイクルとし、機関高負荷運転時には図8Aに示す通常のサイクルとするようにしている。次に図9を参照しつつ運転制御全般について概略的に説明する。図9には或る機関回転数における機関負荷に応じた吸入空気量、吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、膨張比、実圧縮比およびスロットル弁17の開度の各変化が示されている。なお、図9は、触媒コンバータ20内の三元触媒によって排気ガス中の未燃HC,COおよびNOXを同時に低減しうるように燃焼室5内における平均空燃比が空燃比センサ21の出力信号に基いて理論空燃比にフィードバック制御されている場合を示している。さて、前述したように機関高負荷運転時には図8Aに示される通常のサイクルが実行される。従って図9に示されるようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、図9において実線で示されるように吸気弁7の閉弁時期は図5において実線で示される如く早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスロットル弁17の開度は全開に保持されているのでポンピング損失は零となっている。一方、図9において実線で示されるように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁7の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図9に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、従って機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁17は全開状態に保持されており、従って燃焼室5内に供給される吸入空気量はスロットル弁17によらずに吸気弁7の閉弁時期を変えることによって制御されている。このように機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるときには実圧縮比がほぼ一定のもとで吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。即ち、吸入空気量の減少に比例してピストン4が圧縮上死点に達したときの燃焼室5の容積が減少せしめられる。従ってピストン4が圧縮上死点に達したときの燃焼室5の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき図9に示される例では燃焼室5内の空燃比は理論空燃比となっているのでピストン4が圧縮上死点に達したときの燃焼室5の容積は燃料量に比例して変化していることになる。機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機関負荷がやや低負荷寄りの中負荷L1まで低下すると機械圧縮比は燃焼室5の構造上限界となる限界機械圧縮比に達する。機械圧縮比が限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷L1よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。従って低負荷側の機関中負荷運転時および機関低負荷運転時には即ち、機関低負荷運転側では機械圧縮比は最大となり、膨張比も最大となる。別の言い方をすると機関低負荷運転側では最大の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる。一方、図9に示される実施例では機関負荷がL1まで低下すると吸気弁7の閉弁時期が燃焼室5内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷L1よりも負荷の低い領域では吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されるともはや吸気弁7の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御することができない。図9に示される実施例ではこのとき、即ち吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷L1よりも負荷の低い領域ではスロットル弁17によって燃焼室5内に供給される吸入空気量が制御され、機関負荷が低くなるほどスロットル弁17の開度は小さくされる。一方、図9において破線で示すように機関負荷が低くなるにつれて吸気弁7の閉弁時期を早めることによってもスロットル弁17によらずに吸入空気量を制御することができる。従って、図9において実線で示される場合と破線で示される場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施例では吸気弁7の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期L1まで吸気下死点BDCから離れる方向に移動せしめられることになる。このように吸入空気量は吸気弁7の閉弁時期を図9において実線で示すように変化させても制御することができるし、破線に示すように変化させても制御することができるが、以下本発明について吸気弁7の閉弁時期を図9において実線で示すように変化させた場合を例にとって説明する。ところで前述したように図8Bに示す超高膨張比サイクルでは膨張比が26とされる。この膨張比は高いほど好ましいが図7からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε=5に対しても20以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。従って本発明では膨張比が20以上となるように可変圧縮比機構Aが形成されている。次に図10から図12を参照しつつ侵入禁止領域と、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する基準動作線について説明する。図10は要求されている機関負荷を得るのに必要な吸入空気量、即ち要求吸入空気量と、機械圧縮比と、吸気弁閉弁時期とを示している。なお、図10において要求吸入空気量は原点0から離れるに従って増大し、機械圧縮比は原点0から離れるに従って増大する。また、図10において吸気弁閉弁時期は吸気下死点後ABDCのクランク角で表されており、従って吸気弁閉弁時期は原点0から離れるに従って遅角される。一方、図10においてQ1,Q2,Q3,Q4,Q5は夫々同一吸入空気量面を表しており、Q6はスロットル弁17が全開しているスロットル全開面を表している。図10からわかるようにこのスロットル全開面Q6は上に凸の湾曲面からなる。このスロットル全開面Q6の下方の領域では下方にいくほどスロットル開度が小さくなる。図10においてハッチングで示される領域は各同一吸入空気量面Q1,Q2,Q3,Q4,Q5内における侵入禁止領域を示している。一方、図11は図10の上からみたところを示しており、図12Aは図10における左側面S1を矢印方向からみたところを示しており、図12Bは図10における右側面S2を矢印方向からみたところを示しており、これら図11および図12A,Bにおいてもハッチングで示される領域は侵入禁止領域を示している。図10、図11、図12A,Bから侵入禁止領域は3次元的に広がっており、更にこの侵入禁止領域は高負荷側の領域X1と低負荷側の領域X2との2つの領域からなることがわかる。なお、図10、図11、図12A,Bからわかるように高負荷側侵入禁止領域X1は要求吸入空気量が多く、吸気弁閉弁時期が進角側で機械圧縮比が高い側に形成され、低負荷側侵入禁止領域X2は要求吸入空気量が少なく、吸気弁閉弁時期が遅角側で機械圧縮比が低い側に形成される。さて、図9は要求吸入空気量に対して最小燃費の得られる、吸気弁閉弁時期と機械圧縮比と実圧縮比とスロットル開度の関係を示しており、これらの関係を満たす線が図10および図11において実線Wで示されている。図10からわかるようにこの線Wは同一吸入空気量面Q3よりも吸入空気量が多い側ではスロットル全開面Q6上を延びており、同一吸入空気量面Q3よりも吸入空気量が少ない側では右側面S2上を延びている。この同一吸入空気量面Q3は図9の負荷L1に対応している。即ち、図9においてL1よりも機関負荷が高い領域では機関負荷が高くなるほど、即ち要求吸入空気量が増大するほどスロットル弁17が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が進角され、このとき機械圧縮比は実圧縮比が一定となるように要求吸入空気量が増大するほど低下せしめられる。このときの機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との関係が図10のスロットル全開面Q6上における線Wで表されている。即ち、図10に示されるように同一吸入空気量面Q3よりも吸入空気量が多い側では要求吸入空気量が増大するほどスロットル弁17が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が進角され、このとき機械圧縮比は実圧縮比が一定となるように要求吸入空気量が増大するほど低下せしめられる。一方、図9においてL1よりも機関負荷が低い領域では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、即ち要求吸入空気量が減少するほどスロットル弁17の開度が減少せしめられる。このときの機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との関係が図10の右側面S2上における線Wで表されている。即ち、図10に示されるように同一吸入空気量面Q3よりも吸入空気量が少ない側では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が一定に保持され、機関負荷が低くなるほど、即ち要求吸入空気量が減少するほどスロットル弁17の開度が減少せしめられる。本願明細書では、要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とが辿る線を動作線と称しており、特に図10に示される線Wは基準動作線と称されている。なお、前述したようにこの基準動作線は最小燃費の得られる最小燃費動作線を示している。前述したようにこの基準動作線W上では実圧縮比が一定とされている。実圧縮比はスロットル弁17の開度とは無関係であって機械圧縮比および吸気弁閉弁時期のみによって定まるので図10において基準動作線Wを通り垂直方向に延びる曲面上では同一実圧縮比となる。この場合、この曲面よりも機械圧縮比の高い側では実圧縮比が高くなり、この曲面よりも機械圧縮比の低い側では実圧縮比が低くなる。即ち、大雑把に言うと、高負荷側侵入禁止領域X1は基準動作線W上における実圧縮比よりも実圧縮比の高い領域に位置しており、低負荷側侵入禁止領域X2は基準動作線W上における実圧縮比よりも実圧縮比の低い領域に位置している。さて、燃費を向上するために実圧縮比を高くするとノッキングが発生し、ノッキングの発生を阻止するために点火時期を遅角させると燃焼が不安定となってトルク変動を生ずる。高負荷側侵入禁止領域X1はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、従って機関運転時には機関の運転状態がこのようなトルク変動を生ずる運転領域内に入らないようにする必要がある。一方、吸入空気量が少なく実圧縮比が低くなると燃焼しずらくなり、スロットル弁17の開度が小さくなって圧縮端圧力が低くなると燃焼が悪化してトルク変動を生ずる。低負荷側侵入禁止領域X2はこのようなトルク変動を生ずる運転領域であり、従って機関運転時にはこの運転領域にも機関の運転状態が入らないようにする必要がある。一方、実圧縮比が高くなるほど燃費が向上し、従ってノッキングやトルク変動を生ずることなく最小の燃費が得られる最小燃費動作線は図10および図11においてWで示されるように高負荷側侵入禁止領域X1の外部において高負荷側侵入禁止領域X1の外縁に沿いつつ延びている。前述したように本発明による実施例ではこの最小燃焼動作線が基準動作線Wとされており、基本的には要求吸入空気量に応じて機械圧縮比および吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点がこの基本動作線W上を移動するように機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度が制御される。なお、現在の動作点は相対位置センサ22、バルブタイミングセンサ23およびスロットル開度センサ24により常時検出されている。次に本発明による機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度の制御の仕方について基本的な制御の仕方から説明する。この基本的な制御の仕方が図13から図15に示されている。即ち、図13は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が基準動作線W上のm点における値に維持されているときに要求吸入空気量が増大せしめられた場合を示している。ところで本発明による実施例では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、この予め定められた時間毎に算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線W上の動作点が順次算出される。この要求吸入空気量を満たす動作点、即ち要求動作点の一例が図13においてa1,a2,a3,a4,a5,a6で示されている。即ち、この例では要求吸入空気量が増大せしめられた後に最初に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がa1であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がa2であり、次に検出された要求吸入空気量を満たす要求動作点がa3である。要求動作点が変化すると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は新たな要求動作点に向けて変化する。即ち、図13に示される例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は要求動作点がa1とされるとm点からa1点に向けて変化し、要求動作点がa2とされると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点はa2に向けて変化する。この場合、要求動作点が変化する前に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に到達すれば機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は何の問題もなく要求動作点の変化に追従して変化する。しかしながら要求動作点が変化する前に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に到達しない場合には問題を生ずる場合がある。即ち、図13において機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が点mにあるときに要求動作点a1となったときには機械圧縮比および吸気弁時期は変化せず、このとき要求吸入空気量を満たすべくスロットル弁17の開度が増大せしめられる。アクチュエータ16によるスロットル弁17の開度変化の応答性は極めて早く、従って要求動作点がa1になると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点はm点からa1点にただちに移る。次いで要求動作点がa2になると機械圧縮比がわずかばかり低下せしめられかつ吸気弁閉弁時期がわずかばかり進角されつつスロットル弁17が全開せしめられる。このとき機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は次の要求動作点a3が算出される頃には要求動作点a2の近くまで到達する。このとき到達する機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図13の上方からみたところを示す図14において動作点b2で示されている。要求動作点a3が算出されると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は動作点b2から要求動作点a3に向けて移動を開始する。即ち、スロットル弁17が全開の状態で機械圧縮比は低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は進角せしめられる。ところが可変圧縮比機構Aによる機械圧縮比変化の応答性および可変バルブタイミング機構Bによる吸気弁7の閉弁時期変化の応答性はそれほど早くなく、特に可変圧縮比機構Aによる機械圧縮比変化の応答性はかなり遅い。従って要求吸入空気量の増大速度が速い場合には要求動作点と機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の実際の値を示す動作点とが次第に離れていくことになる。例えば図14において要求動作点がa6まで移動したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の実際の値を示す動作点が依然としてb2付近に位置するような状態が生ずる。しかしながらこのような場合、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を侵入禁止領域X1内に侵入することなく要求動作点に向けてフィードバック制御により移動させるようにすると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に達するまでに時間を要することになる。即ち、この場合、吸気弁閉弁時期を進角させることにより動作点が侵入禁止領域X1内に侵入しそうになったときには吸気弁閉弁時期の進角作用が停止され、次いで機械圧縮比が一定量だけ減少せしめられる。機械圧縮比が一定量だけ減少せしめられると吸気弁閉弁時期が再び進角され、動作点が侵入禁止領域X1内に侵入しそうになると吸気弁閉弁時期の進角作用が停止される。以下、これが繰返される。即ち、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を要求動作点に向けてフィードバック制御により移動させるようにすると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点が侵入禁止領域X1の外縁に沿ってジグザグ状に移動することになり、斯くして機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に達するまでに時間を要することになる。その結果、要求吸入空気量の変化に対して良好な機関の応答性が得られないことになる。そこで本発明では要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が現在の動作点から要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域X1,X2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を算出し、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期をこの目標動作点に向けて変化させるようにしている。次にこの本発明を具体化した一実施例についてスロットル全開面Q6を示す図14を参照しつつ説明する。前述したように図14は要求動作点がa3になったときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点がb2である場合を示している。この場合において矢印R2は機械圧縮比が要求動作点a3に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表しており、矢印S2は吸気弁閉弁時期が要求動作点a3に向けて予め定められた一定時間で到達可能な量を表している。また、図14においてc2は現在の動作点b2から要求吸入空気量を満たす要求動作点a3に向けて侵入禁止領域X1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点を示している。図14に示されるように要求吸入空気量が増大せしめられかつ動作点b2および要求動作点a3がスロットル全開面Q6上にあるときにはこの目標動作点c2は基準動作線W上に、図14に示される例では最小燃費動作線W上に位置する。即ち、図14に示される例では、スロットル弁17が全開状態に維持されているときには目標動作点は侵入禁止領域X1の外部であって侵入禁止領域X1の外縁に沿って延びる最小燃費動作線W上を移動せしめられる。また、図14において要求動作点がa6であるときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点がbiであったとするとこの場合にも目標動作点は基準動作線W上の点ciとされる。なお、図14において矢印Riは同様に機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量を表しており、矢印Siは吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量を表している。このように図14に示される例では動作点がb2であるときに目標動作点c2が算出されると一定時間後に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は目標動作点c2に到達する。このとき現在の動作点c2から要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域X1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な次の新たな目標動作点が算出され、動作点は一定時間後にこの新たな目標動作点に到達する。この場合、本発明による実施例では機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度はPID比例積分微分制御によって目標動作点に到達せしめられる。このように図14に示される例では機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を示す動作点は基準動作線Wに沿って停滞することなく滑らかに移動する。即ち、図13において機械圧縮比および吸気弁閉弁時期がm点に維持されているときに要求吸入空気量が増大せしめられると機械圧縮比および吸気弁閉弁時期は図15において矢印で示されるように基準動作線Wに沿って停滞することなく滑らかに変化せしめられる。その結果、要求吸入空気量の変化に対して良好な機関の応答性を確保することができることになる。この場合、要求吸入空気量に対する機関の応答性を更に向上するためには目標動作点c2,ciを夫々対応する現在の動作点b2,biからできる限り離すことが好ましい。従って本発明による実施例では目標動作点c2,ciは対応する現在の動作点b2,biから要求吸入空気量を満たす要求動作点に向けて侵入禁止領域X1内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点b2,biから最も離れた動作点とされている。即ち、現在の動作点がb2の場合には動作点b2からの機械圧縮比の到達限界が目標動作点c2とされ、吸気弁閉弁時期についてはこの目標動作点c2は動作点b2からの吸気弁閉弁時期の到達限界よりも手前となる。従ってこのときには機械圧縮比は可能な最大速度でもって低下せしめられ、吸気弁閉弁時期は可能な最大速度よりもゆっくりとした速度で進角される。これに対し、現在の動作点がbiの場合には動作点biからの吸気弁閉弁時期の到達限界が目標動作点ciとされ、機械圧縮比についてはこの目標動作点ciは動作点biからの吸気弁閉弁時期の到達限界よりも手前となる。従ってこのときには吸気弁閉弁時期は可能な最大速度でもって進角され、機械圧縮比は可能な最大速度よりもゆっくりとした速度で減少せしめられる。吸気弁閉弁時期の可能な最大変化速度、即ち一定時間後に到達可能な値は機関の運転状態の影響をほとんど受けず、従って吸気弁閉弁時期の一定時間後に到達可能な値は機関の運転状態にかかわらず一定となる。これに対し、機械圧縮比の可能な最大変化速度、即ち一定時間後に到達可能な値は機関の運転状態等の影響を強く受ける。次にこのことについて図16から図19を参照しつつ説明する。図16は一定時間における機械圧縮比の変更可能量、即ち現在の機械圧縮比と一定時間後に到達可能な機械圧縮比との圧縮比差と、機関負荷との関係を示している。なお、図16は機械圧縮比が或る機械圧縮比とされているときの圧縮比変更可能量を示しており、図16において一点鎖線F0は機関が停止しているときの圧縮比変更可能量を示している。また、図16には燃焼圧によって可変圧縮比機構Aに加わるトルクが破線で示されている。このトルクはシリンダブロック2をクランクケース1から引き離す方向に、即ち圧縮比を低下させる方向に作用する。このトルクは破線で示されるように燃焼圧が高くなるほど、即ち機関負荷が高くなるほど大きくなる。このようにこのトルクは可変圧縮比機構Aに対して圧縮比を低下させる方向に作用するので機械圧縮比を低下させる場合には機械圧縮比は容易に低下し、従ってこの場合には圧縮比変更可能量は大きくなる。図16において実線F1はこの場合の圧縮比変更可能量を示しており、この場合の圧縮比変更可能量は機関負荷が高くなるほど大きくなる。これに対し、このトルクは機械圧縮比の増大に対して抵抗するので機械圧縮比を増大させる場合には機械圧縮比を低下させる場合に比べて圧縮比変更可能量は小さくなる。図16において実線F2は機械圧縮比を増大させる場合の圧縮比変更可能量を示しており、この場合の圧縮比変更可能量は機関負荷が高くなるほど小さくなる。本発明による一実施例では図16においてF0で示すような基準となる圧縮比変更可能量が予め記憶されており、この基準圧縮比変更可能量を図16においてF1およびF2で示す関係により補正することによって機関負荷に応じた圧縮比変更可能量が算出される。次いでこの算出された圧縮比変更可能量から一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が算出される。即ち、この実施例では要求吸入空気量が変化したときに一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値を機関負荷に応じて変えるようにしている。図17は一定時間における機械圧縮比の変更可能量とカムシャフト54,55の回転角度、即ち円形カム58の回転角度との関係を示している。なお、図17において横軸の左端は図3Aに示される機械圧縮比の最も低い状態のときを示しており、図17において横軸の右端は図3Cに示される機械圧縮比の最も高い状態のときを示している。また、図17は機関負荷が或る負荷とされているときの圧縮比変更可能量を示しており、図17において破線は燃焼圧によって可変圧縮比機構Aに加わるトルクを示している。図2に示される実施例ではウォームギアとしてウォームホイール63,64によりウォーム61,62が回転せしめられることのない型式の、即ちウォーム61,62がウォームホイール63,64の逆転止め作用をなしている型式のウォームギアが用いられており、図17の一点鎖線G0はこのようなウォームギアが用いられている場合において機関の運転が停止されているときの圧縮比変更可能量を示している。図3A,B,Cからわかるように機械圧縮比が中間のとき、即ち図3Bに示されるときにカムシャフト54,55の単位回転角度当りの圧縮比度化量が最も大きくなり、従って図17の一点鎖線G0で示されるように機械圧縮比が中間のときに圧縮比変更可能量は最も大きくなる。また、図17において破線で示されるように燃焼圧によって可変圧縮比機構Aに加わるトルクは図3Bに示されるとき、即ち機械圧縮比が中間のときに最も高くなる。一方、図17において実線G1は機械圧縮比を低下させる場合を示しており、実線G2は機械圧縮比を増大させる場合を示している。図17に示されるように機械圧縮比を低下させるときの圧縮比変更可能量G1は機械圧縮比を増大させるときの圧縮比変更可能量G2よりも大きくなる。また、機械圧縮比が中間のときに燃焼圧に基づくトルクが最も高くなるのでこのとき圧縮比変更可能量G1は高くなり、圧縮比変更可能量G2は低下する。本発明による一実施例では図17においてG0で示すような基準となる圧縮比変更可能量が予め記憶されており、この基準圧縮比変更可能量を図17においてG1およびG2で示す関係により補正することによってカムシャフト54,55の回転角度に応じた圧縮比変更可能量が算出される。更にこの圧縮比変更可能量を図16においてF1およびF2で示す関係により補正することによってカムシャフト54,55の回転角度および機関負荷に応じた圧縮比変更可能量が算出される。次いでこの算出された圧縮比変更可能量から一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が算出される。即ち、この実施例では要求吸入空気量が変化したときに一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が回転するカム58の回転角度および機関負荷に応じて変化せしめられる。一方、図18は可変圧縮比機構Aの全ての軸受をすべり軸受から構成した場合においてすべり軸受による潤滑状態が圧縮比変更可能量に与える影響を示している。即ち、機関負荷が高いほど油膜切れを生じ始める境界潤滑領域となりやすく、また軸受面上における動作速度が遅いほど境界潤滑領域となりやすい。従って図18に示されるように機関負荷/動作速度が或る限界値を越えると潤滑状態が境界潤滑領域となり、その結果すべり軸受における摩擦力が増大するために圧縮比変更可能量が小さくなる。本発明による別の実施例ではすべり軸受における潤滑状態も考慮に入れて圧縮比変更可能量が算出される。例えば図16においてF0で示される基準圧縮比変更可能量を図16においてF1およびF2で示す関係により補正し、補正された圧縮比変更可能量を図17においてG1およびG2で示す関係により補正し、補正された圧縮比変更可能量を図18に示す関係により補正することによって機関負荷、カムシャフト54,55の回転角度および機関負荷/動作速度に応じた圧縮比変更可能量が算出される。次いでこの算出された圧縮比変更可能量から一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が算出される。図19は機関負荷の変動を検出し、検出された機関負荷の変動に基づいて圧縮比変更可能量を算出するようにした実施例を示している。サイクル間或いは気筒間において燃焼圧が変動すると偏心軸57が撓み、シリンダブロック2とクランクケース1との相対位置が変化する。このシリンダブロック2とクランクケース1との相対位置の変化、即ちシリンダブロック2とクランクケース1との間隔の変化は相対位置センサ22によって検出される。このシリンダブロック2とクランクケース1との間隔は燃焼圧が高くなると大きくなる。前述したように可変圧縮比機構Aには燃焼圧によりトルクが加わり、このトルクは可変圧縮比機構Aに対して圧縮比を低下させる方向に作用する。従って燃焼圧が高くなると可変圧縮比機構Aにより容易に機械圧縮比を低下しうるようになる。図19のH1は機械圧縮比を低下させるときの圧縮比変更可能量を示しており、図19のH2は機械圧縮比を増大させるときの圧縮比変更量を示している。この圧縮比変更可能量から一定時間後に到達可能な機械圧縮比の到達値が算出される。この実施例では燃焼圧の変動に応じて圧縮比変更可能量を適切に制御することができる。特に圧縮比変更可能量を図16に示されるように機関負荷に応じて制御し、このとき圧縮比変更可能量を図19に示されるように燃焼圧の変動に基づいて更に制御すると圧縮比変更可能量を最適な圧縮比変更可能量に精密に制御することができる。なお、ウォームギアとしてウォームホイール63,64によりウォーム61,62を回転しうる型式のウォームギアを用いると燃焼圧が変動したときの偏心軸57の撓みが更に大きくなり、その結果燃焼圧により可変圧縮比機構Aに作用するトルクの変動を相対位置センサ22により更に精度よく検出することができる。次に図20から図35を参照しつつ要求吸入空気量が減少せしめられた場合について説明する。なお、図20から図35のうちで図20および図21は要求吸入空気量がゆっくりと減少せしめられた場合を示しており、図22から図29は要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられた場合を示しており、図30から図35は要求吸入空気量が急激に減少せしめられた場合を示している。なお、図20から図35は機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の組合せを示す動作点が基準動作線W上のn点にあるときに要求吸入空気量の減少作用が開始された場合を示している。まず初めに図20および図21を参照しつつ要求吸入空気量がゆっくりと減少せしめられた場合について説明する。なお、図21は図14と同様なスロットル全開面Q6を示している。図21はこの場合における現在の動作点と要求動作点との関係を示している。即ち、図21には現在の動作点がeiであるときの要求動作点がdiで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がRiで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がSiで示されている。更に図21には現在の動作点がejであるときの要求動作点がdjで示されており、このとき機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量がRjで示されており、このとき吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量がSjで示されている。この場合には要求動作点diは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので要求動作点diが目標動作点となる。同様に要求動作点djは機械圧縮比の到達限界の手前となり、吸気弁閉弁時期の到達限界の手前となるので要求動作点djが目標動作点となる。従ってこの場合には動作点は基準動作線Wに沿って移動する。即ち、要求吸入空気量がゆっくりと減少するときにはスロットル弁17が全開に保持された状態で吸気弁閉弁時期が徐々に遅角され、実圧縮比が一定となるように機械圧縮比が徐々に増大される。次に図22から図29を参照しつつ要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられた場合について説明する。前述したように本発明による実施例では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、順次算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線W上の要求動作点が図22においてd1,d2,d3,d4,d5で示されている。なお、本発明による制御を容易に理解しうるように図22は要求動作点d1における要求吸入空気量がQ5であり、要求動作点d2における要求吸入空気量がQ5とQ4の中間値であり、要求動作点d3における要求吸入空気量がQ4であり、要求動作点d4における要求吸入空気量がQ4とQ3との中間値であり、要求動作点d5における要求吸入空気量がQ3であった場合を示している。即ち、順次算出された要求吸入空気量がQ6n点から、Q5、Q5とQ4の中間値、Q4、Q4とQ3の中間値、Q3に変化した場合を示している。また図23はスロットル全開面Q6を示しており、図24は吸入空気量がQ5の同一吸入空気量面を示しており、図25は吸入空気量がQ5とQ4の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図26は吸入空気量がQ4の同一吸入空気量面を示しており、図27は吸入空気量がQ4とQ3の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図28は吸入空気量がQ3の同一吸入空気量面を示している。さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図22に示される動作点nに保持されているときに要求吸入空気量がQ6からQ5に変化し、その結果要求動作点がd1になったとすると、まず初めに図23に示されるようにスロットル全開面Q6上において目標動作点e1が算出される。この目標動作点e1の算出方法はこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域X1内に侵入することなく要求動作点d1に最も近い目標動作点e1が算出される。図23に示される例ではこの目標動作点e1は基準動作線W上に位置している。ところでこの目標動作点e1における吸入空気量はQ6とQ5の中間値であって要求吸入空気量Q5よりも大きい状態にある。しかしながら吸入空気量はできる限り要求吸入空気量に一致させることが好ましい。ところが要求吸入空気量が減少せしめられる場合にはスロットル弁17の開度を変化させることによって吸入空気量を調整することができる。そこで目標動作点e1における吸入空気量が要求吸入空気量Q5よりも大きい状態にある場合には機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する目標値は変化させることなく吸入空気量を要求吸入空気量Q5とするのに必要な目標開度までスロットル弁17を閉弁させるようにしている。即ち、図22において、図23に示されるスロットル全開面Q6上の目標動作点e1の真下に位置する同一吸入空気量面Q5上の点が最終的な目標動作点e1とされる。この同一吸入空気量面Q5上の最終的な目標動作点e1が図22および図24に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度はこの最終的な目標動作点e1に向けて変化せしめられることになる。即ち、このときには機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁17の開度は全開状態から小さくされる。次いで要求吸入空気量がQ5とQ4の中間値になって要求動作点がd2になると、今度は図24に示されるように現在の吸入空気量Q5における同一吸入空気量面上において目標動作点e2が算出される。この目標動作点e2の算出方法もこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域X1内に侵入することなく要求動作点d2に最も近い目標動作点e2が算出される。図24に示される例ではこの目標動作点e2は同一吸入空気量面Q5内における基準動作線W上に位置している。ところでこの場合にも目標動作点e2における吸入空気量は要求吸入空気量よりも大きい状態にある。従ってこの場合にも、図22において、図24に示される同一吸入空気量面Q5上の目標動作点e2の真下に位置する同一吸入空気量面Q5とQ4の中間値上の点が最終的な目標動作点e2とされる。この同一吸入空気量面Q5とQ4の中間値上の最終的な目標動作点e2が図22および図25に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度はこの最終的な目標動作点e2に向けて変化せしめられることになる。このときにも機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁17の開度は全開状態から小さくされる。次いで要求吸入空気量がQ4となり、次いでQ4とQ3の中間値となり、次いでQ3になると同様なことが順次繰返される。即ち、要求吸入空気量がQ4になると図26に示されるように同一吸入空気量面Q4上における最終的な目標動作点e3が算出され、要求吸入空気量がQ4とQ3の中間値になると図27に示されるように同一吸入空気量面Q4とQ3との中間値上における最終的な目標動作点e4が算出され、次いで要求吸入空気量がQ3になると図28に示されるように同一吸入空気量面Q3上における最終的な目標動作点e5が算出される。この間、即ち機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度が順次最終的な目標動作点e3,e4,e5に向けて変化せしめられている間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁17の開度は小さくされる。要求吸入空気量がQ3になると図28に示されるように同一吸入空気量面Q3上において順次最終的な目標動作点e6,e7,e8,e9,e10が算出され、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度は順次これら最終的な目標動作点e6,e7,e8,e9,e10を経て要求動作点d5まで変化せしめられることになる。この間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期はe8に達するまで遅角され、スロットル弁17の開度は徐々に大きくされてe8に達すると全開せしめられる。図29は図22に示されるように目標吸入空気量がQ6n点からQ3目標動作点d5まで比較的速く減少せしめられた場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示している。図29からこの場合には要求吸入空気量が目標値となった後動作点e4、吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了し動作点e8、次いで機械圧縮比の増大作用が完了する目標動作点d5ことがわかる。一方、実圧縮比は吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで動作点d8徐々に減少し、その後徐々に上昇する。また、スロットル開度は動作点が同一吸入空気量面Q3上の動作点e5となるまで全開状態から徐々に低下せしめられ、次いで吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで動作点e8まで全開状態まで徐々に開弁せしめられる。図22から図29に示されるように要求吸入空気量が比較的速く減少せしめられたときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期の制御に加えてスロットル開度も制御される。本発明ではこのときには機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せに対し3次元的侵入禁止領域X1,X2が設定されており、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点がこの3次元的侵入禁止領域X1,X2内に侵入するのが禁止される。なお、この場合にも要求吸入空気量が変化したときに機械圧縮比および吸気弁閉弁時期については現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて3次元的侵入禁止領域X1,X2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点が算出されると共に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が算出された目標動作点に向けて変化せしめられる。更にこの場合、要求吸入空気量が変化したときにスロットル開度は3次元的侵入禁止領域X1,X2に侵入しないように要求吸入空気量に応じて変化せしめられる。なお、この場合でも機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度ができる限り早く要求吸入空気量を満たす要求動作点に達するように、目標動作点は、現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて3次元的侵入禁止領域X1,X2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な動作点のうちで現在の動作点から最も離れた動作点とされる。またこの場合、本発明による実施例では、要求吸入空気量が減少したときに、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期については現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点に向けて現在の吸入空気量における侵入禁止領域X1,X2内に侵入することなく一定時間後に到達可能な目標動作点が算出されると共に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が算出された目標動作点に向けて変化せしめられる。一方、この場合、スロットル開度については算出された目標動作点において要求吸入空気量を満たす目標開度が算出されると共に目標開度が3次元的侵入禁止領域X1,X2でない限りはスロットル開度が目標開度まで変化せしめられる。次に図30から図35を参照しつつ要求吸入空気量が急激に最小吸入空気量Q1まで減少せしめられた場合について説明する。前述したように本発明による実施例では例えば予め定められた時間毎に要求吸入空気量が算出されており、順次算出される要求吸入空気量を満たす基準動作線W上の要求動作点が図30においてd1,d2,d3で示されている。なお、この場合にも本発明による制御を容易に理解しうるように図30は要求動作点d1における要求吸入空気量がQ4であり、要求動作点d2における要求吸入空気量がQ2とQ3の中間値であり、要求動作点d3における要求吸入空気量がQ1であった場合を示している。即ち、順次算出された要求吸入空気量がQ6n点から、Q4、Q3とQ2の中間値、Q1に変化した場合を示している。また図31はスロットル全開面Q6を示しており、図32は吸入空気量がQ4の同一吸入空気量面を示しており、図33は吸入空気量がQ3とQ2の中間値の同一吸入空気量面を示しており、図34は吸入空気量がQ1の同一吸入空気量面を示している。さて、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が図30に示される動作点nに保持されているときに要求吸入空気量がQ6からQ4に変化し、その結果要求動作点がd1になったとすると、まず初めに図31に示されるようにスロットル全開面Q6上において目標動作点e1が算出される。この目標動作点e1の算出方法は図23に示される算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域X1内に侵入することなく要求動作点d1に最も近い目標動作点e1が算出される。図31に示される例ではこの目標動作点e1は基準動作線W上に位置している。一方、このとき図22に示される場合と同様に機械圧縮比および吸気弁閉弁時期に対する目標値は変化させることなく吸入空気量を要求吸入空気量Q4とするのに必要な目標開度までスロットル弁17が閉弁せしめられる。即ち、図30において、図31に示されるスロットル全開面Q6上の目標動作点e1の真下に位置する同一吸入空気量面Q4上の点が最終的な目標動作点e1とされる。この同一吸入空気量面Q4上の最終的な目標動作点e1が図30および図32に示されており、機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度はこの最終的な目標動作点e1に向けて変化せしめられることになる。このときには機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁17の開度は全開状態から小さくされる。次いで要求吸入空気量がQ3とQ2の中間値になって要求動作点がd2になると、今度は図32に示されるように現在の吸入空気量Q4における同一吸入空気量面上において目標動作点e2が算出される。この目標動作点e2の算出方法もこれまで述べてきた算出方法と同じであって、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から侵入禁止領域X1内に侵入することなく要求動作点d2に最も近い目標動作点e2が算出される。この場合にも、図30において、図32に示される同一吸入空気量面Q4上の目標動作点e2の真下に位置する同一吸入空気量面Q3とQ2の中間値上の点が最終的な目標動作点e2とされる。この同一吸入空気量面Q3とQ2の中間値上の最終的な目標動作点e2が図30および図33に示されている。次いで要求吸入空気量がQ1になって要求動作点がd3になると図33に示されるように同一吸入空気量面Q3とQ2の中間値上において目標動作点e3が算出され、次いで図34に示されるように同一吸入空気量面Q1上における最終的な目標動作点e3が算出される。最終的な目標動作点e3が算出されると機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度はこの最終的な目標動作点e3に向けて変化せしめられる。このときにも機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期は遅角され、スロットル弁17の開度は全開状態から小さくされる。ところでこのように要求吸入空気量が小さくなると同一吸入空気量面内に低負荷側侵入禁止領域X2が現われてくる。この同一吸入空気量面内に現われる低負荷側侵入禁止領域X2は吸入空気量が小さくなるほど大きくなり、この同一吸入空気量面に現われる低負荷側侵入禁止領域X2は図34に示されるように要求吸入空気量が最小Q1になったときに最大となる。なお、本発明による実施例ではこの低負荷側侵入禁止領域X2の周りには低負荷側侵入禁止領域X2からわずかな間隔を隔てて、低負荷侵入禁止領域X2内への動作点の侵入を防止するための侵入阻止面が予め設定されており、この侵入阻止面と同一吸入空気量面との交線である侵入阻止線が図34においてWXで示されている。さて、本発明による実施例では吸入空気量が要求吸入空気量Q1になると図34に示されるように同一吸入空気量面Q1上において機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間に到達可能な量から要求動作点d3に最も近い各目標動作点e4,e5,e6,e7,e8,e9,e10,e11,e12が順次算出される。この場合、目標動作点e4のように要求動作点d3に最も近い算出された目標動作点が侵入阻止線WXに対し侵入禁止領域X2と反対側に位置するときには算出された目標動作点が目標動作点e4とされる。これに対し、要求動作点d3に最も近い算出された目標動作点が侵入阻止線WXよりも侵入禁止領域X2に近い側にあるときには機械圧縮比および吸気弁閉弁時期のいずれかの到達限界となる侵入阻止線WX上の点が目標動作点e5,e6,e7,e8,e9とされる。即ち、要求吸入空気量がQ1になると機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル弁17の開度は同一吸入空気量面Q1上において順次最終的な目標動作点e4,e5,e6,e7,e8,e9,e10,e11,e12を経て要求動作点d3まで変化せしめられることになる。この間、機械圧縮比は増大せしめられ、吸気弁閉弁時期はe10に達するまで遅角され、スロットル弁17の開度は徐々に大きくされる。図35は図30に示されるように目標吸入空気量がQ6n点からQ1目標動作点d3まで急激に減少せしめられた場合の吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、実圧縮比、スロットル開度の変化を示している。図35からこの場合には要求吸入空気量が目標値となった後動作点e2、吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了し動作点e10、次いで機械圧縮比の増大作用が完了する目標動作点d3ことがわかる。一方、実圧縮比は吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで動作点e10徐々に減少し、その後徐々に上昇する。また、スロットル開度は動作点が同一吸入空気量面Q1上の動作点e3となるまで全開状態から低下せしめられ、次いで吸気弁閉弁時期の遅角作用が完了するまで動作点e10まで徐々に開弁せしめられる。なお、要求吸入空気量が変化したときに要求吸入空気量を満たすスロットル弁17の開度が3次元侵入禁止領域内、即ち低負荷側侵入禁止領域X2内となる場合がある。この場合にはスロットル弁17の開度は前述した侵入阻止面まで、即ち3次元侵入禁止領域内に侵入する手前まで変化せしめられ、次いで機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とスロットル開度との組合せを示す動作点は要求吸入空気量を満たす動作点に向けて3次元侵入禁止領域内に侵入することなく変化せしめられる。ところで、機関要求出力が変化して要求吸入空気量を変化させるときに、燃焼悪化に伴う機関振動が車両振動を増大させない場合には、車両の運転者は燃焼悪化に伴う機関振動に気づかないために、燃焼を悪化させてもドライバビリティを悪化させることはない。従って、このように燃焼悪化が許容されるときには、機械圧縮比と吸気弁閉弁時期との組合せを示す動作点が侵入禁止領域内に侵入するのを禁止せずに、機械圧縮比を可能な最大速度でもって変化させると共に吸気弁閉弁時期も可能な最大速度でもって変化させて現在の動作点から要求吸入空気量を満たす動作点へ向けて機械圧縮比および吸気弁閉弁時期を変化させるようにすれば、機関要求出力の変化の応答性をさらに高めることができる。例えば、機関要求出力が変化して要求吸入空気量を変化させるときに、燃焼悪化に伴う機関振動が車両振動を増大させない場合とは、車両制振制御に伴う機関要求出力の変化の場合であり、車両制振制御中は、既に車両振動が発生しており、車両の運転者は燃焼悪化に伴う機関振動に気づかないために、燃焼を悪化させてもドライバビリティを悪化させない。車両制振制御により制振させる振動は、車両が路面の大きな凹凸を乗り越えたときに、加速時に車両の前方が浮き上がったときに、又は、減速時に車両の前方が下がったときに等に発生する車両の左右方向軸を中心とする車両のピッチング振動車両の前端及び後端は上下方向に互いに反対に移動するである。前輪及び後輪に配置された速度センサを使用して、前輪及び後輪の接地荷重を推定することによりピッチング振動の大きさを推定して、ピッチング振動を制振させるための機関出力の増加分又は減少分を算出することができる。このような機関要求出力の変化により要求吸入空気量を変化させることとなる。車両制振制御により機関要求出力が増加して要求吸入空気量が増大させられる場合には、図14に示すように、例えば現在の動作点がb2であるときの目標動作点は、侵入禁止領域X1外のc2ではなく、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量R2と吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量S2とにより定められる侵入禁止領域X1内のc2となる。次いで、侵入禁止領域X1内の動作点からは、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量とにより定められる目標動作点が設定され、要求吸入空気量を満たす動作点まで最速で到達されるようにする。このときにおいて、機械圧縮比の低下速度に比べて吸気弁閉弁時期の進角速度の方が速いために、吸気弁閉弁時期は、機械圧縮比より先に要求吸入空気量を満たす動作点の値に達し、その後は、機械圧縮比が要求吸入空気量を満たす動作点の値に達するまで、その値に維持されることとなる。こうして、機械圧縮比を可能な最大速度でもって低下させると共に吸気弁閉弁時期も可能な最大速度でもって進角させると、機械圧縮比が高いうちに吸入空気量が増大せしめられるために、圧縮端圧力が高くなり、ノッキングが発生し易くなる。それにより、推定される圧縮端圧力が高いほど、点火時期を遅角させてノッキングの発生を抑制することが好ましい。要求吸入空気量を満たす動作点へ機械圧縮比を可能な最大速度でもって低下させると共に吸気弁閉弁時期も可能な最大速度でもって進角させる際には、特に、現在の動作点に対する目標動作点を設定しなくても良いが、圧縮端圧力の推定には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とが必要であり、目標動作点が設定されれば、このときの圧縮端圧力を推定することができ、最適な点火時期の遅角量を設定することができる。一方、車両制振制御により機関要求出力が減少して要求吸入空気量が減少させられる場合には、図34に示すように、例えば動作点がe4であるときの目標動作点は、侵入禁止領域X2外のe5ではなく、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量とにより定められる侵入禁止領域X2内のe5となる。次いで、侵入禁止領域X2内の動作点からは、機械圧縮比が一定時間後に到達可能な量と吸気弁閉弁時期が一定時間後に到達可能な量とにより定められる目標動作点が設定され、要求吸入空気量を満たす動作点まで最速で到達されるようにする。このときにおいて、吸気弁閉弁時期は、機械圧縮比より先に要求吸入空気量を満たす動作点の値に達し、その後は、機械圧縮比が要求吸入空気量を満たす動作点の値に達するまで、その値に維持されることとなる。こうして、機械圧縮比を可能な最大速度でもって増大させると共に吸気弁閉弁時期も可能な最大速度でもって遅角させると、機械圧縮比が低いうちに吸入空気量が減少せしめられるために、圧縮端圧力が低くなり、燃焼速度が遅くなって良好な燃焼が得られなくなる。それにより、推定される圧縮端圧力が低いほど、点火時期を進角させて燃焼を良好にすることが好ましい。要求吸入空気量を満たす動作点へ機械圧縮比を可能な最大速度でもって増大させると共に吸気弁閉弁時期も可能な最大速度でもって遅角させる際には、特に、現在の動作点に対する一定時間後の目標動作点を設定しなくても良いが、圧縮端圧力の推定には機械圧縮比と吸気弁閉弁時期とが必要であり、目標動作点が設定されれば、このときの圧縮端圧力を推定することができ、最適な点火時期の進角量を設定することができる。また、機関要求出力が変化して要求吸入空気量を変化させるときに、燃焼悪化に伴う機関振動が車両振動を増大させずに、燃焼悪化が許容される場合として、トラクション制御に伴う機関要求出力の減少の場合がある。トラクション制御中は、車両駆動輪がスリップしており、車両の運転者は燃焼悪化に伴う機関振動に気づかないために、燃焼を悪化させてもドライバビリティを悪化させない。こうして、駆動輪の空転が検出されるときに、トラクション制御として、機関要求出力を低下させて要求吸入空気量を減少させる場合にも、前述同様に、機械圧縮比を可能な最大速度でもって増大させると共に吸気弁閉弁時期も可能な最大速度でもって遅角させることが好ましい。このときにも、点火時期を進角させて燃焼悪化を抑制することが好ましい。また、機関要求出力が変化して要求吸入空気量を変化させるときに、燃焼悪化に伴う機関振動が車両振動を増大させずに、燃焼悪化が許容される場合として、自動変速機の変速中の機関要求出力の減少の場合がある。自動変速機の変速中は、機関出力軸が車両と連結されておらず、燃焼悪化に伴う機関振動が車両に伝達され難く、車両の運転者は燃焼悪化に伴う機関振動に気づかないために、燃焼を悪化させてもドライバビリティを悪化させない。こうして、自動変速機の変速に際してトルクショックの低減のために、機関要求出力を低下させて要求吸入空気量を減少させる場合にも、前述同様に、機械圧縮比を可能な最大速度でもって増大させると共に吸気弁閉弁時期も可能な最大速度でもって遅角させることが好ましい。このときにも、点火時期を進角させて燃焼悪化を抑制することが好ましい。また、自動変速機の変速中にトルクショック低減のために減少させた機関要求出力は、変速完了後には元に戻されるために、吸気弁閉弁時期を再び進角させると共に機関圧縮比を再び減少させなければならない。変化速度が遅い機械圧縮比は、変速開始から完了までの短時間では十分に変化させることができないために、自動変速機の変速中の機関要求出力の低下に対しては、機械圧縮比を変化させることなく、吸気弁閉弁時期だけを可能な最大速度でもって遅角させ、好ましくは、燃焼悪化を抑制するために同時に点火時期を進角し、変速完了後には、吸気弁閉弁時期だけを可能な最大速度でもって進角させ、好ましくは、ノッキングの発生を抑制するために点火時期を遅角するようにしても良い。図36は現在の動作点から予め定められた一定時間後に到達可能な目標動作点を算出するための、即ち機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度の目標値を算出するためのルーチンを示している。このルーチンでは予め定められた一定時間後に到達可能な目標動作点がこの予め定められた一定時間毎に算出される。従って図36に示されるルーチンはこの予め定められた時間毎の割込みによって実行される。この予め定められた時間は任意に定めることができるが本発明による実施例ではこの予め定められた一定時間は8msecとされている。従って本発明による実施例では図36に示される目標値の算出ルーチンは8msec毎に実行され、現在の動作点から8msec後に到達可能な目標動作点が8msec毎に算出されることになる。図36を参照するとまず初めにステップ100において要求吸入空気量GXが算出される。この要求吸入空気量GXは例えばアクセルペダル40の踏込み量および機関回転数の関数として予めROM32内に記憶されている。次いでステップ101では要求吸入空気量GXに応じた基準動作線W上の要求動作点が算出される。次いでステップ102では現在の動作点が要求動作点であるか否かが判別され、現在の動作点が要求動作点であるときには処理サイクルを完了する。これに対し、現在の動作点が要求動作点でないときにはステップ103に進んで要求吸入空気量GXが現在の動作点における吸入空気量GAよりも大きいか否かが判別される。GX>GAのとき、即ち吸入空気量を増大すべきときにはステップ104に進み、図13から図15に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。即ち、ステップ104では要求吸入空気量GXに応じた目標スロットル開度が算出される。この目標スロットル開度は要求動作点がスロットル全開面Q6上に位置すると通常は全開となる。次いでステップ105では一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期が算出され、次いでステップ106では一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。このとき図16から図19を参照しつつ説明した機械圧縮比の変更可能量を考慮に入れて一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。次いでステップ107では図14に基づき説明した方法でもって目標動作点が決定される。即ち、燃焼悪化が許容される場合には、侵入禁止領域X1に侵入するか否かに係わらずに、ステップ105において算出された一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期と、ステップ106において算出された一定時間後に到達可能な機械圧縮比とにより定まる位置を目標動作点とする。また、燃焼悪化が許容されない場合には、ステップ105において算出された一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期と、ステップ106において算出された一定時間後に到達可能な機械圧縮比とに基づき、侵入禁止領域X1に侵入しないように目標動作点を決定する。次いでステップ108では決定した目標動作点から機械圧縮比の目標値および吸気弁閉弁時期の目標値が算出される。スロットル開度の目標値はステップ104において既に目標スロットル開度として算出されている。一方、ステップ103においてGX≦GAであると判別されたとき、即ち吸入空気量を減少すべきか又は吸入空気量が要求吸入空気量となっているときにはステップ109に進み、図20から図35に基づいて説明したようにして目標動作点が決定される。ステップ109では一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期が算出され、次いでステップ110では一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。このときにも図16から図19を参照しつつ説明した機械圧縮比の変更可能量を考慮に入れて一定時間後に到達可能な機械圧縮比が算出される。即ち、燃焼悪化が許容される場合には、侵入禁止領域X2に侵入するか否かに係わらずに、ステップ109において算出された一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期と、ステップ110において算出された一定時間後に到達可能な機械圧縮比とにより定まる位置を目標動作点とする。また、燃焼悪化が許容されない場合には、ステップ109において算出された一定時間後に到達可能な吸気弁閉弁時期と、ステップ110において算出された一定時間後に到達可能な機械圧縮比とに基づき、侵入禁止領域X2に侵入しないように目標動作点を決定する。次いでステップ112では要求吸入空気量を満たす目標スロットル開度が算出され、この目標スロットル開度がスロットル開度の目標値とされる。ただし、要求吸入空気量GXを満たすスロットル開度が侵入禁止領域内となるときには目標スロットル開度は前述した侵入阻止面上の値とされ、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に近づくに従って目標スロットル開度は侵入阻止面に沿って変化せしめられる。なおこれまで説明していなかったが要求吸入空気量が増大する場合にも同様なことが生じうる。例えば、動作点が図13において高負荷側侵入禁止領域X1の下方領域に位置するときに要求吸入空気量が増大すると目標スロットル開度が高負荷側侵入禁止領域X1内になる場合がある。このときには目標スロットル開度は各同一吸入空気量面に対し予め設定されている各基準動作線Wを含む基準動作面上の値とされ、機械圧縮比および吸気弁閉弁時期が要求動作点に近づくに従って目標スロットル開度はこの基準動作面に沿って変化せしめられる。図37はPID制御を用いて機械圧縮比、吸気弁閉弁時期およびスロットル開度が図36に示されるルーチンにおいて算出された目標値になるように可変圧縮比機構A、可変バルブタイミング機構Bおよびスロットル弁17を駆動するための駆動ルーチンを示している。このルーチンは機関の運転が開始されると繰返し実行される。図37を参照するとステップ200では吸気弁閉弁時期の目標値IT0と現在の吸気弁閉弁時期ITとの差ΔIT=IT0-ITが算出され、機械圧縮比の目標値CR0と現在の機械圧縮比CRとの差ΔCR=CR0-CRが算出され、スロットル開度の目標値θ0と現在のスロットル開度θとの差Δθθ0-θが算出される。次いでステップ201ではΔITに比例定数Kp1を乗算することによって可変バルブタイミング機構Bに対する駆動電圧の比例項Ep1が算出され、ΔCRに比例定数Kp2を乗算することによって可変圧縮比機構Aに対する駆動電圧の比例項Ep2が算出され、Δθに比例定数Kp3を乗算することによってスロットル弁17に対する駆動電圧の比例項Ep3が算出される。次いでステップ202ではΔITに積分定数Ki1を乗算してこの乗算結果Ki1ΔITを積算することにより可変バルブタイミング機構Bに対する駆動電圧の積分項Ei1が算出され、ΔCRに積分定数Ki2を乗算してこの乗算結果Ki2ΔCRを積算することにより可変圧縮比機構Aに対する駆動電圧の積分項Ei2が算出され、Δθに積分定数Ki3を乗算してこの乗算結果Ki3Δθを積算することによりスロットル弁17に対する駆動電圧の積分項Ei3が算出される。次いでステップ203では現在のΔITと前回算出されたΔIT1との差ΔIT-ΔIT1に微分定数Kd1を乗算することにより可変バルブタイミング機構Bに対する駆動電圧の微分項Ed1が算出され、現在のΔCRと前回算出されたΔCR1との差ΔCR-ΔCR1に微分定数Kd2を乗算することにより可変圧縮比機構Aに対する駆動電圧の微分項Ed2が算出され、現在のΔθと前回算出されたΔθ1との差Δθ-Δθ1に微分定数Kd3を乗算することによりスロットル弁17に対する駆動電圧の微分項Ed3が算出される。次いでステップ204では比例項Ep1と積分項Ei1と微分項Ed1とを加算することにより可変バルブタイミング機構Bに対する駆動電圧E1が算出され、比例項Ep2と積分項Ei2と微分項Ed2とを加算することにより可変圧縮比機構Aに対する駆動電圧E2が算出され、比例項Ep3と積分項Ei3と微分項Ed3とを加算することによりスロットル弁17に対する駆動電圧E3が算出される。これら駆動電圧E1,E2,E3に従って夫々可変バルブタイミング機構B、可変圧縮比機構Aおよびスロットル弁17が駆動されると吸気弁閉弁時期、機械圧縮比およびスロットル開度は夫々順次変化する目標値に向けて変化することになる。"