内燃機関の吸気通路及び排気通路に連通して排気通路から吸気通路へとEGRガスを供給するEGR通路と、該EGR通路内を流れるEGRガスを冷却するEGR冷却器と、EGR冷却器よりも下流側でEGR通路から分岐して排気通路に連通する分岐通路と、EGR冷却器から流出したEGRガスをそのままEGR通路に流す第一位置と分岐通路に流す第二位置との間で切換可能な切換弁とを具備する、EGR機構。上記切換弁は、EGR冷却器内の堆積物の量が予め定められた限界量を超えたとき又は予め定められた限界量を超えたと予想されるときには第二位置に切り換えられる、請求項1に記載のEGR機構。請求項2に記載のEGR機構を備えた内燃機関において、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を更に具備し、機械圧縮比が所定圧縮比以上である状態でEGRガスが上記EGR冷却器を流れていた総時間が予め定められた時間を超えたときには場合には、EGR冷却器内の堆積物の量が予め定められた量を超えたと予想される、請求項2に記載の内燃機関。請求項1又は2に記載のEGR機構を備えた内燃機関において、燃焼室から排出される排気ガスを昇温させる昇温手段を具備し、該昇温手段は上記切換弁が第二位置に切り換えられたときに排気ガスを昇温させる、内燃機関。機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を更に具備し、上記昇温手段は、通常運転時に比べて機械圧縮比を低下させることで燃焼室から排出される排気ガスを昇温する、請求項4に記載の内燃機関。ところで、高膨張比サイクルを行う内燃機関においても、内燃機関の燃焼室から排出された排気ガスの一部をEGR通路を介して吸気通路内に供給し、その後、燃焼室に再び流入させるEGR機構を備える場合がある。斯かるEGR機構では、高温の排気ガスをそのまま吸気通路内に供給すると燃焼室内に流入する吸気ガスの温度が高くなって燃焼効率の悪化を招く。このため、EGR機構の多くではEGR通路内にEGR冷却器を設けて、EGR通路を通過する排気ガスEGRガスを冷却するようにしている。ところが、上述したように高膨張比サイクルが行われると機関本体から排出される未燃HCの量が増大する。このため、EGR冷却器にも多量の未燃HCを含んだ排気ガスが流入することになる。この結果、EGR冷却器にデポジット等が付着堆積して、EGR冷却器の流通抵抗が増大しすなわち、EGR冷却器による圧力損失が増大し、結果的に出力や燃費、排気エミッションの悪化を招く可能性がある。そこで、上記問題点に鑑みて、本発明の目的は、高膨張比サイクルを行いうる内燃機関に用いられてもEGR冷却器の流通抵抗の増大を抑制することができるEGR機構、及び斯かるEGR機構を備えた内燃機関を提供することにある。上記課題を解決するために、第1の発明では、内燃機関の吸気通路及び排気通路に連通して排気通路から吸気通路へとEGRガスを供給するEGR通路と、該EGR通路内を流れるEGRガスを冷却するEGR冷却器と、EGR冷却器よりも下流側でEGR通路から分岐して排気通路に連通する分岐通路と、EGR冷却器から流出したEGRガスをそのままEGR通路に流す第一位置と分岐通路に流す第二位置との間で切換可能な切換弁とを具備する、EGR機構が提供される。第2の発明では、第1の発明において、上記切換弁は、EGR冷却器内の堆積物の量が予め定められた限界量を超えたとき又は予め定められた限界量を超えたと予想されるときには第二位置に切り換えられる。第3の発明では、第2の発明に係るEGR機構を備えた内燃機関おいて、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を更に具備し、機械圧縮比が所定圧縮比以上である状態でEGRガスが上記EGR冷却器を流れていた総時間が予め定められた時間を超えたときには場合には、EGR冷却器内の堆積物の量が予め定められた量を超えたと予想される。第4の発明では、第1又は第2の発明に係るEGR機構を備えた内燃機関において、燃焼室から排出される排気ガスを昇温させる昇温手段を具備し、該昇温手段は上記切換弁が第二位置に切り換えられたときに排気ガスを昇温させる。第5の発明では、第4の発明において、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を更に具備し、上記昇温手段は、通常運転時に比べて機械圧縮比を低下させることで燃焼室から排出される排気ガスを昇温する。本発明によれば、高膨張比サイクルを行いうる内燃機関に用いられてもEGR冷却器の流通抵抗の増大を抑制することができるEGR機構、及び斯かるEGR機構を備えた内燃機関が提供される。図1に火花点火式内燃機関の側面断面図を示す。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プラグ、7は吸気弁、8は吸気ポート、9は排気弁、10は排気ポートをそれぞれ示す。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にはそれぞれ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エアフロメータ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を介して三元触媒20を内蔵した触媒コンバータ21および排気管22を介してNOX吸蔵還元触媒23を内蔵した触媒コンバータ24に連結される。排気マニホルド19内には空燃比センサ25が配置される。なお、三元触媒20およびNOX吸蔵還元触媒23は、排気ガス中の未燃HC、COおよびNOXを浄化することができれば、他の触媒例えば三元触媒、NOX吸蔵還元触媒、NOX選択還元触媒等を用いてもよい。排気マニホルド19とサージタンク14とは再循環排気ガス以下、EGRガスというが流通するEGR導管EGR通路26を介して互いに連結される。このEGR導管26内には、EGRガスを冷却するためのEGR冷却器27と、サージタンク14内に供給するEGRガスの流量を制御するEGR制御弁28とが配置される。図1に示した実施形態では機関冷却水がEGR冷却器27内に流入せしめられ、機関冷却水によってEGRガスが冷却される。しかしながら、EGR冷却器27では必ずしも機関冷却水によってEGRガスを冷却する必要はなく、例えば、EGR冷却器27に当たる空気のみによってEGRガスの冷却を行うようにしてもよい。加えて、EGR導管26は、EGR冷却器27とEGR制御弁28との間の分岐部において分岐管分岐通路29へと分岐している。分岐管29は、三元触媒20とNOX吸蔵還元触媒23との間において、排気管22に連結せしめられる。EGR導管26から分岐管29への分岐部には、三方切換弁30が配置される。三方切換弁30は、三方切換弁30よりも上流側のEGR導管26EGR冷却器27側のEGR導管26。以下、上流側EGR導管26aというを三方切換弁30よりも下流側のEGR導管26EGR制御弁28側のEGR導管26。以下、下流側EGR導管26bというに連通させる第一位置と、上流側EGR導管26aを分岐管29に連通させる第二位置との間で切換可能である。換言すると、三方切換弁30は、EGR冷却器27から流出したEGRガスをそのままEGR導管26に流す第一位置と、斯かるEGRガスを分岐通路に流す第二位置との間で切換可能である。なお、EGR導管26は、サージタンク14に連結されているが、吸気ポート8、吸気枝管11、吸気管14を含む吸気通路であれば、他の箇所に連結されてもよい。また、EGR導管26は、排気マニホルド19に連結されているが、触媒コンバータ21、24及び排気管22を含む排気通路であれば、他の箇所に連結されてもよい。加えて、分岐管29は、三元触媒20とNOX吸蔵還元触媒23との間において排気管22に連結せしめられているが、EGR導管26の連通位置よりも下流側であって最終段の触媒よりも上流側であれば排気通路のどこに連通せしめられてもよい。一方、図1に示した実施形態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、さら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に示した実施形態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。電子制御ユニット35はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス36によって互いに接続されたROMリードオンリメモリ37、RAMランダムアクセスメモリ38、CPUマイクロプロセッサ39、入力ポート40および出力ポート41を具備する。エアフロメータ18及び空燃比センサ25の出力信号はそれぞれ対応するAD変換器42を介して入力ポート40に入力される。また、アクセルペダル45にはアクセルペダル45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46が接続され、負荷センサ46の出力電圧は対応するAD変換器42を介して入力ポート40に入力される。さらに入力ポート40にはクランクシャフトが例えば15°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ47が接続される。一方、出力ポート41は対応する駆動回路43を介して点火プラグ6、燃料噴射弁13、スロットル弁駆動用アクチュエータ16、EGR制御弁28、三方切換弁30、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内にはそれぞれ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それぞれ対応する突出部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内にもそれぞれ断面円形のカム挿入孔53が形成されている。図2に示した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に示した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。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において矢印で示したように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に示したように偏心軸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を矢印で示した方向に回転させると図3Cに示したように偏心軸57は最も低い位置となる。なお、図3A、図3B、図3Cにはそれぞれ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。すなわち、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、したが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に示したように各カムシャフト54、55をそれぞれ反対方向に回転させるために駆動モータ59の回転軸にはそれぞれ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がそれぞれ各カムシャフト54、55の端部に固定されている。この実施形態では駆動モータ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。なお、図1から図3に示される可変圧縮比機構Aは一例を示すものであっていかなる形式の可変圧縮比機構でも用いることができる。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と一緒に回転し且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の両側にはそれぞれ進角用油圧室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にそれぞれ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に示した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。したが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。したがって吸気弁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、したがって吸気弁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に示した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に示した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。すなわち、図6Bに示した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。したが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に示した例では実圧縮比は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に示した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高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。すなわち、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、すなわ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高くなるほど、すなわ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。したが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出された。すなわち、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、膨張比を高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。したがって膨張比は高くすれば高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、したが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幅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に示した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に示した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。そこで、斯かるサイクルを超高膨張比サイクルと称する。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、したがって機関運転時における熱効率を向上させるためには、すなわ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に示した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、したが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。したが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21、24内の触媒20、23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22の出力信号に基づ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に示した通常のサイクルが実行される。したがって図9に示した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において実線で示したように吸気弁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において実線で示した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、したが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、したがって燃焼室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。すなわち、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。したがってピストン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。機関負荷がさらに低くなると機械圧縮比はさらに増大せしめられ、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最大限界機械圧縮比に達する。機械圧縮比が最大限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が最大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最大限界機械圧縮比に保持される。したがって低負荷側の機関中負荷運転時及び機関低負荷運転時には、すなわ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に示した実施形態では機関負荷が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に示した実施形態ではこのとき、すなわち吸気弁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。ただし、スロットル弁17による吸入空気量の制御が行われると図9に示したようにポンピング損失が増大する。なお、このようなポンピング損失が発生しないように吸気弁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を全開又はほぼ全開に保持した状態で機関負荷が低くなるほど空燃比を大きくすることもできる。このときには燃料噴射弁13を燃焼室5内に配置して成層燃焼させることが好ましい。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。したがって、図9において実線で示した場合と破線で示した場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施形態では吸気弁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。なお、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。したが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。ところで、図9に示したような機械圧縮比等の制御を行った場合、機関負荷に応じて、機関本体から排出された排気ガス中の未燃HCの量が変化する。これは、機械圧縮比が高いほど、混合気の燃焼時に火炎の進行が不能なクレビス容積が増大すると共にSV比が大きくなることでクエンチ領域の比率が拡大することによるものである。このようにクレビス容積が増大し且つクエンチ領域の比率が拡大すると、燃焼室5内において燃焼の生じない混合気の量が増大し、その結果、機関本体から排出される未燃HC未燃の燃料の量が増大する。したがって、クレビス容積の増大等の観点からは、機械圧縮比が高くなるほど、すなわち機関負荷が低いほど排気ガス中に含まれるHC量が増大する。特に、本実施形態では、上述したように機械圧縮比膨張比が20以上とされるため、機械圧縮比が12程度の通常の内燃機関に比べて排気ガス中に含まれる未燃HCの量が多い。ここで、上述したように、本実施形態の内燃機関には、内燃機関の燃焼室5から排出された排気ガスの一部をEGR導管26を介して吸気通路内に供給し、その後、燃焼室5に再び流入させるEGR機構が設けられている。EGR機構は、例えば、燃焼室5から排出される排気ガス中のNOX濃度を低下させるべく、燃焼室5内での混合気の燃焼温度が高い領域においてEGRガスを燃焼室5内に供給するようにしている。上述したように、本実施形態では、機械圧縮比が20以上の高い圧縮比となる内燃機関が用いられているため、機関運転状態に応じて燃焼室5から排出される排気ガス中には多量の未燃HCが含まれる場合がある。このように未燃HCを含む排気ガスは、EGR制御弁28が開いているときには、EGR導管26に流入することになる。一方、本実施形態のEGR機構では、EGR導管26を流通するEGRガスを冷却するために、EGR冷却器27が設けられている。EGR冷却器27は一般に多数の細い流通管を具備し、この流通管内をEGRガスが流れることになる。多量の未燃HCを含んだEGRガスがこのように構成されたEGR冷却器27内を流通すると、EGR冷却器27の各流通管内面にデポジット等が付着堆積する。各流通管内面にデポジット等が付着堆積すると、各流通管の流路面積が減少し、その結果、流路抵抗が増大する。したがって、超高膨張比サイクルを実行可能な内燃機関を用いた場合には、未燃HCを多量に含んだEGRガスがEGR冷却器27に流入し、これによってEGR冷却器27の流通路にデポジット等が付着堆積することにより、EGR冷却器27の流通抵抗が増大することになる。このようにEGR冷却器27の流通抵抗が大きくなると、EGRガスの供給量が減少したり、EGRガスの供給量を正確に制御することができなくなったりするため、燃費の悪化や排気エミッションの悪化を生じうる。そこで、本発明による実施形態では、EGR冷却器27内のデポジット等の堆積物の量が予め定められた限界量を超えたとき、又は予め定められた限界量を超えたと予想されるときには、EGR冷却器27に積極的に高温の排気ガスを流通させてEGR冷却器27内の堆積物を燃焼除去させるようにしている。図10は、本実施形態のEGR制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。図10に示したように、まず、ステップS11では、EGR冷却器27内の堆積物の量が予め定められた限界量以下であるか否か、又は予め定められた限界量以下であると予想されるか否かが判定される。EGR冷却器27内の堆積物の量が予め定められた限界量以下であるか否か、又は予め定められた限界量以下であると予想されるか否かを判定する方法としては、例えば以下のような方法が挙げられる。まず、一つ目の方法としては、EGR冷却器27の上流側のEGR導管26内の圧力とEGR冷却器27の下流側のEGR導管26内の圧力との差圧EGR冷却器27の前後差圧を検出するための差圧センサ図示せずを用いることが考えられる。すなわち、EGR冷却器27内の堆積物の量が多くなるほど、EGR導管26内をEGRガスが流れているときにおけるEGR冷却器27による圧力損失が大きくなる。このため、EGR冷却器27内の堆積物の量が多くなるほど、EGR冷却器27の前後差圧が大きくなる。このため、EGR導管26内をEGRガスが流れているときにおけるEGR冷却器27の前後差圧に基づいてEGR冷却器27内の堆積物の量を推定することができる。したがって、このEGR冷却器27の前後差圧が、予め定められた限界量に対応する限界差圧を超えたときに、EGR冷却器27内の堆積物の量が予め定められた限界量を超えたと判定される。なお、EGR冷却器27の前後差圧は、EGR冷却器27内のEGRガスの流量によっても変化する。このため、EGR冷却器27の前後差圧を検出する差圧センサに加えて、EGR冷却器27内を通過するEGRガスの流量を検出する流量センサ図示せずも必要である。また、上記実施形態では、EGR冷却器27の前後差圧を検出する差圧センサが用いられているが、EGR冷却器27の上流側のEGR導管26内の圧力を検出する圧力センサ図示せずと、EGR冷却器27の下流側のEGR導管26内の圧力を検出する圧力センサ図示せずとを用いてEGR冷却器27の前後差圧を算出するようにしてもよい。二つ目の方法としては、前回EGR冷却器27内の堆積物を燃焼除去してから或いは初めてEGR冷却器27を使用してから、機械圧縮比が所定圧縮比以上である状態でEGRガスがEGR冷却器27を流れていた総時間に応じて判定を行うことが考えられる。上述したように、燃焼室5から排出される排気ガス中の未燃HC量は機械圧縮比に応じて変化し、機械圧縮比が高いほど未燃HC量も増大する。このため、機械圧縮比が予め定められた所定圧縮比以上である状態が長時間続くほどEGR冷却器27への堆積物の量が増大するものと考えられる。ただし、EGR制御弁28が閉弁されている間はEGRガスがEGR冷却器27内を流れないため、EGR冷却器27への堆積物の量は増大しない。したがって、機械圧縮比が予め定められた所定の圧縮比以上である状態でEGRガスがEGR冷却器27を流れていたEGR制御弁28が開弁されていた総時間が予め定められた時間を超えたときに、EGR冷却器27内の堆積物の量が予め定められた量を超えたと予想するようにしてもよい。三つ目の方法としては、前回EGR冷却器27内の堆積物を燃焼除去してから或いは初めてEGR冷却器27を使用してから、機械圧縮比が所定圧縮比以上である状態においてEGRガスがEGR冷却器27を流れた総流量に応じて判定を行うことが考えられる。上記二つ目の方法では、EGRガスがEGR冷却器27を流れていた総時間に基づいてEGR冷却器27への堆積物の量を予想しているが、本三つ目の方法ではEGR冷却器27を流れたEGRガスの総流量に基づいてEGR冷却器27への堆積物の量を予想している。EGR冷却器27への堆積物の量はEGR冷却器27内のEGRガスの流量に応じて変化するため、上記二つ目の方法よりも予想精度は高くなると考えられる。ただし、三つ目の方法ではEGR導管26にEGRガスの流量を検出する流量センサ図示せずを設けることが必要になる。ステップS11において、EGR冷却器27内の堆積物の量が予め定められた限界量以下であると判定された場合には、ステップS12へと進む。この場合には、EGR冷却器27内の堆積物を燃焼除去する必要がないため、ステップS12では、三方切換弁30の切換位置が第一位置とされる。これにより、EGR冷却器27から流出したEGRガスは分岐管29に流入することなくそのままEGR導管26内を流れる。また、EGR制御弁28は、通常通りに制御される。一方、ステップS11において、EGR冷却器27内の堆積物の量が予め定められた限界量を超えていると判定された場合にはステップS14へと進む。この場合には、EGR冷却器27内の堆積物を燃焼除去することが必要になる。このため、ステップS14では、三方切換弁30の切換位置が第二位置とされる。これにより、EGR冷却器27から流出した排気ガスは分岐管29に流入することになる。このように、EGR冷却器27から流出した排気ガスは分岐管29に流入することでEGR冷却器27には多量の排気ガスに流入することになる。すなわち、三方切換弁30の切換位置が第一位置とされているときには、EGRガスの流量はEGR制御弁28の開度に応じて変化する。通常、EGRガスはそれほど大量には吸気通路内に供給されることはなく、EGR制御弁28の開度が全開となってもEGR冷却器27にはそれほど多くの排気ガスは流入しない。三方切換弁30の切換位置が第二位置とされると、EGR冷却器27は三元触媒20と並列に排気通路内に配置されることになる。三元触媒20の排気抵抗は比較的高いため、EGR冷却器27にも多量の排気ガスが流入することになる。次いで、ステップS15では、EGR制御弁28が閉弁され、ステップS16では、通常運転時に比べて機械圧縮比が低下せしめられる。ここで、上述した内燃機関では、機械圧縮比が高いほど燃焼室5から排出される排気ガスの温度が低くなる。これは、機械圧縮比すなわち膨張比が高いほど、膨張行程時にピストン4に対して押下げ力が作用する期間が長くなり、よって混合気の燃焼によって生じた熱エネルギがピストン4を押し下げる運動エネルギに変換される比率が高くなるためである。したがって、EGR冷却器27内の堆積物を燃焼除去すべきときに機械圧縮比が高いと、燃焼室5から排出される排気ガスの温度が低くなり、その結果、排気ガスをEGR冷却器27に多量に流通させてもEGR冷却器27内の堆積物を燃焼除去することができない。これに対して、ステップS16では、通常運転時に比べて機械圧縮比が低下せしめられるため、燃焼室5から排出される排気ガスの温度が高くなり、よってEGR冷却器27に高温の排気ガスが多量に流入することになる。これにより、EGR冷却器27内の堆積物を効果的に燃焼除去させることができる。なお、上記実施形態では、ステップS16において、機械圧縮比を通常運転時に比べて低下させるようにしているが、機械圧縮比を予め定められた所定の上限圧縮比以下例えば、設定可能な機械圧縮比を高中低の三つに分けたときの低圧縮比領域内にするようにしてもよい。これにより、燃焼室5から排出される排気ガスの温度をより確実に高いものとすることができる。また、上記実施形態では、機械圧縮比を低下させることのみによって燃焼室5から排出される排気ガスを昇温するようにしている。しかしながら、燃焼室5から排出される排気ガスを昇温させる方法としては、様々な方法を用いることができる。例えば、点火プラグ6による点火タイミングを遅らせることによって、燃焼室5から排出される排気ガスの温度を昇温させることができる。また、燃焼室5内に直接燃料を噴射可能な燃料噴射弁を用いた場合には、燃焼室5に燃料を噴射するタイミングを遅らせたり、燃焼室5に機関駆動用の燃料を噴射した後に少量の燃料を噴射して燃焼させたりすることで、燃焼室5から排出される排気ガスの温度を上昇させることができる。したがって、燃焼室5から排出される排気ガスを昇温させる昇温手段として、機械圧縮比を低下させる方法とは異なるこれら方法を実行する手段を用いてもよい。