"複数の気筒を有し、該複数の気筒の各気筒における上死点での燃焼室容積を変化させて機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備える内燃機関の制御装置において、吸気および排気を前記複数の気筒のうちの一部の気筒において休止するように制御しうる休止手段を有し、内部EGRがなく排気系に新気が吹き抜けるような新気吹き抜け時に、前記複数の気筒の各気筒に対して、前記休止手段により他の気筒を休止させて2つの異なる機械圧縮比による機関運転を実行し、実行された各機関運転における吸入空気量を検出するという第1の学習用機関運転を実行し、各気筒ごとに、前記新気吹き抜け時における前記2つの異なる機械圧縮のうちの一方の機械圧縮比による機関運転の際の吸入空気量と他方の機械圧縮比による機関運転の際の吸入空気量との差分を算出し、各気筒ごとに算出された前記吸入空気量の差分のバラツキを各気筒間における機械圧縮比のバラツキとして学習する、内燃機関の制御装置。前記新気吹き抜け時に前記複数の気筒のうちの所定の1気筒に対して、前記休止手段により他の気筒を休止させて所定の機械圧縮比による機関運転を実行し該機関運転における吸入空気量を算出するという第2の学習用機関運転を実行し、前記第2の学習用機関運転状態にあり燃焼室内にデポジット付着がないものとした場合における吸入空気量を基準吸入空気量として設定し、該基準吸入空気量と前記第2の学習用機関運転時の実際の吸入空気量との差分を、燃焼室内のデポジット付着による燃焼室容積の変化分として学習する、請求項1に記載の内燃機関の制御装置。特許文献1においては、特に機関組立時において確認される各気筒間の機械圧縮比のバラツキをなくすために各気筒の燃焼室容積を調整する燃焼室容積調整手段としての役割を果たしうる燃焼室調整用肉盛り部あるいはコネクティイングロッドを備えた火花点火式内燃機関が開示されている。しかしながら、各気筒間にもたらされる機械圧縮比のバラツキの発生は、製造誤差によるものに限られることはなく、実際の機関運転にともない生じうる経時的な機関構成部品の劣化や燃焼室内のデポジット付着などによっても、各気筒間に機械圧縮比のバラツキがもたらされることがあり、各気筒間の機械圧縮比のバラツキが大きい場合には、ノッキング抑制制御などにおいて支障をきたす虞がある。よって、このような経時的な機関構成部品の劣化や燃焼室内のデポジット付着などをも考慮した、各気筒間の機械圧縮比のバラツキを正確に把握することの要望がある。本発明は上記のような課題に鑑み、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を備える内燃機関の制御装置であって、経時的な機関構成部品劣化や燃焼室内のデポジット付着などをも考慮した各気筒間における機械圧縮比のバラツキの把握を可能とすべく、実際の機関運転中において、各気筒間における機械圧縮比のバラツキを検出しうる手段を有する内燃機関の制御装置を提供することを目的とする。請求項1に記載の発明によれば、複数の気筒を有し、該複数の気筒の各気筒における上死点での燃焼室容積を変化させて機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備える内燃機関の制御装置において、吸気および排気を前記複数の気筒のうちの一部の気筒において休止するように制御しうる休止手段を有し、内部EGRがなく排気系に新気が吹き抜けるような新気吹き抜け時に、前記複数の気筒の各気筒に対して、前記休止手段により他の気筒を休止させて2つの異なる機械圧縮比による機関運転を実行し、実行された各機関運転における吸入空気量を検出するという第1の学習用機関運転を実行し、各気筒ごとに、前記新気吹き抜け時における前記2つの異なる機械圧縮のうちの一方の機械圧縮比による機関運転の際の吸入空気量と他方の機械圧縮比による機関運転の際の吸入空気量との差分を算出し、各気筒ごとに算出された前記吸入空気量の差分のバラツキを各気筒間における機械圧縮比のバラツキとして学習する、内燃機関の制御装置が提供される。すなわち、請求項1に記載の発明では、燃焼室内に残留する既燃ガスいわゆる内部EGRが無く排気系に新気が吹き抜けるような新気吹き抜け時に、各気筒に対して、休止手段により他の気筒を休止させて2つの異なる機械圧縮比による機関運転を実行し、実行された各機関運転における吸入空気量を検出するという第1の学習用機関運転を実行する。そして、各気筒ごとに、新気吹き抜け時における2つの異なる機械圧縮のうちの一方の機械圧縮比による機関運転の際の吸入空気量と他方の機械圧縮比による機関運転の際の吸入空気量との差分が算出され、この吸入空気量の差分は、異なる2つの各機械圧縮比に対応する実際の各燃料室容積の差分に相当することになる。各気筒の機械圧縮比が所望の機械圧縮比に制御されている場合には、各気筒間の燃焼室容積の差分にはバラツキが生じないはずである。従って、実際に検出された各気筒間の吸入空気量の差分にバラツキがある場合には、燃焼室容積の差分にバラツキが生じていることとなり、すなわち、各気筒間に機械圧縮比にバラツキが生じていることになる。このことに基づいて、本発明の内燃機関の制御装置においては、各気筒ごとに算出された上記吸入空気量の差分のバラツキを各気筒間における機械圧縮比のバラツキとして学習し、各気筒間における機械圧縮比のバラツキの把握を可能とする。また、本発明によれば、実際に使用されている内燃機関の機関運転中に各気筒間に機械圧縮比にバラツキの学習ができ、経時的な機関構成部品劣化や燃焼室内のデポジット付着などをも考慮した各気筒間における機械圧縮比のバラツキを精度良く把握することを可能とする。請求項2に記載の発明によれば、前記新気吹き抜け時に前記複数の気筒のうちの所定の1気筒に対して、前記休止手段により他の気筒を休止させて所定の機械圧縮比による機関運転を実行し該機関運転における吸入空気量を算出するという第2の学習用機関運転を実行し、前記第2の学習用機関運転状態にあり燃焼室内にデポジット付着がないものとした場合における吸入空気量を基準吸入空気量として設定し、該基準吸入空気量と前記第2の学習用機関運転時の実際の吸入空気量との差分を、燃焼室内のデポジット付着による燃焼室容積の変化分として学習する、請求項1に記載の内燃機関の制御装置が提供される。各請求項に記載の発明によれば、複数の気筒を有し、該複数の気筒の各気筒における上死点での燃焼室容積を変化させて機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備える内燃機関の制御装置において、経時的な機関構成部品劣化や燃焼室内のデポシット付着などをも考慮した各気筒間における機械圧縮比のバラツキの把握を可能とする、という共通の効果を奏する。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を介して排気ターボチャージャ15のコンプレッサ15aの出口に連結され、コンプレッサ15aの入口は例えば熱線を用いた吸入空気量検出器16を介してエアクリーナ17に連結される。吸気ダクト14内にはアクチュエータ18によって駆動されるスロットル弁19が配置される。一方、排気ポート10は排気マニホルド20を介して排気ターボチャージャ15の排気タービン15bの入口に連結され、排気タービン15bの出口は排気管21を介して排気浄化触媒を内蔵した触媒コンバータ22に連結される。排気管21内には空燃比センサ23が配置される。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、また実際の圧縮作用の開始時期を変更するために吸気弁7の閉弁時期を制御可能であり且つ吸気弁7の開弁時期も個別に制御可能な吸気可変バルブタイミング機構Bが設けられており、更に排気弁9の開弁時期及び閉弁時期を個別に制御化能な排気可変バルブタイミング機構Cが設けられている。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16の出力信号および空燃比センサ23の出力信号はそれぞれ対応する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18、可変圧縮比機構A、吸気可変バルブタイミング機構B及び排気可変バルブタイミング機構C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吸気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、この吸気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。従って吸気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において実線は吸気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に示される吸気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。また、排気可変バルブタイミング機構Cも、基本的に吸気可変バルブタイミング機構Bと同様の構成を有し、排気弁9の開弁時期と開弁期間とを、即ち排気弁9の開弁時期と閉弁時期とを任意に変更することができる。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、本実施形態において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、本実施形態の火花点火式内燃機関における運転制御全般の一実施形態について概略的に説明する。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、機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、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、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。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上限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、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。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、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、本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。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。従って本実施形態では膨張比が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、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を備える内燃機関においては、機関運転の最適化を図るべく機関運転状態に応じて各気筒の機械圧縮比が制御されることとなり、よって、各気筒間における機械圧縮比をバラツキなく所望の機械圧縮比に精度よく制御できることが求められる。上記でも述べたように、複数の気筒を有する内燃機関の各気筒間にもたらされる機械圧縮比のバラツキの発生は、製造誤差によるものに限られることはなく、実際の機関運転にともない生じうる経時的な機関構成部品の劣化や燃焼室内のデポジット付着などによっても、各気筒間の機械圧縮比のバラツキがもたらされることがあり、各気筒間に機械圧縮比のバラツキが大きい場合には、ノッキング抑制制御などにおいて支障をきたす虞がある。よって、このような経時的な機関構成部品の劣化や燃焼室内のデポジット付着などをも考慮した、各気筒間の機械圧縮比のバラツキを正確に把握することの要望がある。このことに基づいて本発明は、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を備える内燃機関の制御装置であって、経時的な機関構成部品劣化や燃焼室内のデポシット付着などをも考慮した各気筒間における機械圧縮比のバラツキの把握を可能とすべく、実際の機関運転中において、各気筒間における機械圧縮比のバラツキを検出しうる手段を有する内燃機関の制御装置を提供するものである。このような内燃機関の制御装置の提供を実現すべく、本発明の内燃機関の制御装置の一実施形態においては、複数の気筒のうちの一部の気筒に対する吸気および排気を休止するように制御しうる休止手段を吸気弁および排気弁の各可変バルブタイミング機構から構成し、内部EGRがなく排気系に新気が吹き抜けるような新気吹き抜け時に、複数の気筒の各気筒に対して、休止手段により他の気筒を休止させて2つの異なる機械圧縮比による機関運転を実行するという第1の学習用機関運転を実行する。そして、各気筒ごとに、新気吹き抜け時における2つの異なる機械圧縮のうちの一方の機械圧縮比による機関運転の際の吸入空気量と他方の機械圧縮比による機関運転の際の吸入空気量との差分が算出される。内部EGRがなく排気系に新気が吹き抜けるような新気吹き抜け時における異なる2つの機械圧縮比にての機関運転間における吸入空気量差分は、該異なる2つの各機械圧縮比に対応する実際の各燃料室容積の差分に相当することになる。各気筒の機械圧縮比が所望の機械圧縮比に制御されている場合には、各気筒間の燃焼室容積の差分にはバラツキが生じないはずである。従って、実際に検出された各気筒間の吸入空気量の差分にバラツキがある場合には、燃焼室容積の差分にバラツキが生じていることとなり、すなわち、各気筒間に機械圧縮比のバラツキが生じていることになる。このことに基づいて、本発明の内燃機関の制御装置においては、各気筒ごとに算出された上記吸入空気量の差分のバラツキを各気筒間における機械圧縮比のバラツキとして学習する。尚、各気筒間の機械圧縮比のバラツキの検出する学習用機関運転を、内部EGRがなく排気系に新気が吹き抜けるような新気吹き抜け時に実行することとしたのは、内部EGRが残留するような機関運転時においては、内部EGRが燃焼室内へ供給された吸気と混合する際の温度低下によって収縮して該内部EGRの収縮が吸入空気量に影響することを考慮したものである。すなわち、内部EGRの一部が掃気されずに残留してしまうような機関運転時においては、吸入空気量は、掃気されることなく残留する内部EGR量に影響を受けるとともに、掃気されずに残留する内部EGRの収縮の影響をも受け、また、掃気されずに残留する内部EGRの収縮量は、機械圧縮比が異なると違いが生じるため、2つの異なる機械圧縮比にての機関運転間における吸入空気量の差分は、該異なる2つの各機械圧縮比に対応する実際の各燃料室容積の差分に相当しないことになる。このことを考慮して、本発明においては、各気筒間の機械圧縮比のバラツキの検出する学習用機関運転を、残留する内部EGRがなく排気系に新気が吹き抜けるような新気吹き抜け時に実行することする。図9は、機関運転状態が、内部EGRがなく排気系に新気が吹き抜けるような新気吹き抜け時にあるか否かを判定する制御の一実施形態を示すフローチャートである。図9に示される制御においては、まず、ステップ101にて機関運転状態が、内燃機関への燃料の供給を停止する所謂フューエルカット制御実行中であるか否かの確認がなされる。フューエルカット制御実行中においては、内部EGRが存在するようなことはなく、ステップ101にて機関運転状態がフューエルカット制御実行中であることが確認されると、続くステップ102にて機関運転状態が、内部EGRがなく排気系に新気が吹き抜けるような新気吹き抜け時であると判定される。一方、ステップ101にて機関運転状態が、フューエルカット制御実行中でないと判定されると、ステップ103に進み、吸気圧が背圧よりも高いか否か、また、吸気弁と排気弁との両方を同時に開弁状態にする期間所謂バルブバルブオーバーラップ期間が所定期間以上であるか否かの確認が行われる。このような状態であるか否かの確認は、本実施形態においては、機関回転数と機関負荷とバルブオーバーラップ期間とに基づいて、吸気圧及び背圧の状態や内部EGRの有無を導きうるマップを予め評価試験や解析評価を行い作成しECUに格納し、該マップを使用することで行われるものとする。そして、吸気圧が背圧よりも高く且つバルブオーバーラップ期間が所定期間以上であることが確認されると、ステップ102に進み、内部EGRがなく排気系に新気が吹き抜けるような新気吹き抜け時であると判定される。尚、機関運転状態が、フューエルカット中ではないが新気吹き抜け時であるか否かの判定は、上記のような手段に限定されるものではない。例えば、ターボチャージャー過給機を使用し吸気圧を背圧よりも高い状態にしてバルブオーバーラップ期間を設けることで内部EGRを掃気するような機関運転状態の場合において、吸入空気量がバルブオーバーラップ期間及び内部EGR量に依存し、また、内部EGRが燃焼室内へ供給された吸気と混合する際の温度低下によって収縮することに着眼して、内部EGRの残留率が0となる最小バルブオーバーラップ期間を学習することで、機関運転状態が新気吹き抜け時であるか否かが判定されるものとされてもよい。すなわち、吸気圧が背圧よりも高く且つバルブオーバーラップ期間が所定のバルブオーバーラップ期間すなわち上記学習された最小バルブオーバーラップ期間よりも長いような状態であることが確認された場合に、機関運転状態が、内部EGRがなく排気系に新気が吹き抜けるような新気吹き抜け時にあると判定がなされてもよい。図10は、本発明の内燃機関の制御装置による、各気筒間における機械圧縮比のバラツキを学習する制御の一実施形態を示すフローチャートである。図10に示される制御においては、機関運転状態が、内部EGRがなく排気系に新気が吹き抜けるような新気吹き抜け時にあることを前提として、まず、ステップ201にて、複数の気筒の各気筒に対して、休止手段により他の気筒を休止させて2つの異なる機械圧縮比による機関運転を実行し、実行された各機関運転における吸入空気量を検出するという第1の学習用機関運転が実行される。すなわち、第1の学習用機関運転においては、例えば4つの気筒を有して構成される内燃機関の場合、まず、第1気筒以外の第2気筒から第4気筒の各気筒に対して吸気および排気を休止する制御がなされ、第1気筒に対して2つの異なる機械圧縮比にての機関運転が実行され、各機関運転における吸入空気量が検出される。そして、第1気筒に対する第1の学習用機関運転が終了すると、第2気筒から第4気筒の各気筒に対して順次に同様の第1の学習用機関運転が実行される。ステップ201に続くステップ202及びステップ203においては、ステップ201にて検出された、各気筒に対する第1の学習用機関運転にて検出された各吸入吸気量データに基づいて、各気筒ごとに、新気吹き抜け時における2つの異なる機械圧縮のうちの一方の機械圧縮比による機関運転の際の吸入空気量と他方の機械圧縮比による機関運転の際の吸入空気量との差分を算出する。そして、各気筒ごとに算出された前記吸入空気量の差分のバラツキを各気筒間における機械圧縮比のバラツキとして学習する。本発明の内燃機関の制御装置においては、選択的にさらに、実際の機関運転にともない生じた燃焼室内のデポジットの付着量を把握すべく第2の学習用機関運転が実行される。図11は、本発明の内燃機関の制御装置による、実際の機関運転にともない生じた燃焼室内のデポジットの付着量を学習する制御の一実施形態を示すフローチャートである。図11に示される制御においては、機関運転状態が、内部EGRがなく排気系に新気が吹き抜けるような新気吹き抜け時にあることを前提として、まず、ステップ301にて、複数の気筒のうちの所定の1気筒に対して、休止手段により他の気筒を休止させて所定の機械圧縮比による機関運転を実行し該機関運転における吸入空気量を検出するという第2の学習用機関運転が実行される。すなわち、第2の学習用機関運転においては、例えば4つの気筒を有して構成される内燃機関において所定の気筒として第1気筒が設定された場合、第1気筒以外の第2気筒から第4気筒の各気筒に対して吸気および排気を休止する制御がなされ、第1気筒に対して所定の機械圧縮比にての機関運転がなされて吸入空気量が検出される。燃焼室内におけるデポジットの付着量の増加は、燃焼室容積の減少をもたらし、このことは吸入空気量の減少をもたらす。すなわち、吸入吸気量は、燃焼室内におけるデポジットの付着量と密接に関係することとなる。このことに基づいて、予め評価試験や解析評価などを行い、第2の学習用機関運転状態にあり燃焼室内にデポジット付着がないものとした場合における吸入空気量を基準吸入空気量として算出しうるマップを作成しECUに格納する。そして、ステップ301に続くステップ302及びステップ303にて、このマップを使用して第2の学習用機関運転状態における基準吸入空気量を設定し、該基準吸入空気量と第2の学習用機関運転時の実際の吸入空気量との差分を算出し、該差分を燃焼室内のデポジット付着による燃焼室容積の変化分として学習する。"