"過給機ユニットを有する内燃機関であって、前記過給機ユニットは、前記内燃機関からの排気で駆動されるタービン部と、前記タービン部と一体回転する回転軸と、前記回転軸を介して前記タービン部に連結され、前記タービン部の回転によって駆動されて前記内燃機関の燃焼室に供給する気体の圧力を高めるコンプレッサ部と、前記内燃機関の回転を前記回転軸に伝達又は遮断するための駆動力断続機構と、を備え、前記内燃機関は、前記燃焼室の吸気弁の閉弁時期を制御可能なバルブタイミング可変機構を備えるとともに、該バルブタイミング可変機構の駆動を制御する制御部を備え、前記燃焼室に供給する気体の圧力が予め設定された値に達すると、前記制御部は、前記吸気弁に早閉じ又は遅閉じを実行させるべく前記バルブタイミング可変機構を制御する内燃機関。前記制御部は、前記タービン部の回転数に基づいて前記燃焼室に供給する気体の圧力を把握する請求項1に記載の内燃機関。ところで、特許文献1のように、内燃機関からの回転により、コンプレッサインペラをアシストする過給装置においては、コンプレッサインペラが高速駆動されることで高い過給圧を得ることができる。しかし、エンジンからのアシストが大きくなり、コンプレッサインペラが高速駆動されると、エンジンにおいては、その燃焼室で過給圧が過大となってしまい、ノッキングが発生してしまう。ノッキングの発生を防止するために、エンジンからのアシストを小さくする例えば、ギア比を小さくすると、低回転時の過給圧が低下してしまい、過給不足となってしまう。本発明は、上記従来の問題に鑑みてなされたものであって、その目的は、低速駆動時には内燃機関からアシストしつつも、高速駆動時でのノッキングの発生を抑制することができる内燃機関を提供することにある。上記問題点を解決するために、請求項1に記載の発明は、過給機ユニットを有する内燃機関に関する。過給機ユニットは、前記内燃機関からの排気で駆動されるタービン部と、前記タービン部と一体回転する回転軸と、前記回転軸を介して前記タービン部に連結され、前記タービン部の回転によって駆動されて前記内燃機関の燃焼室に供給する気体の圧力を高めるコンプレッサ部と、前記内燃機関の回転を前記回転軸に伝達又は遮断するための駆動力断続機構と、を備える。そして、内燃機関は、前記燃焼室の吸気弁の閉弁時期を制御可能なバルブタイミング可変機構を備えるとともに、該バルブタイミング可変機構の駆動を制御する制御部を備え、前記燃焼室に供給する気体の圧力が予め設定された値に達すると、前記制御部は、前記吸気弁に早閉じ又は遅閉じを実行させるべく前記バルブタイミング可変機構を制御する。これによれば、内燃機関の高回転時に、駆動力断続機構を介して内燃機関の回転が回転軸に伝達されると、内燃機関のアシストによりコンプレッサ部が高速駆動される。このとき、燃焼室に供給する気体の圧力が予め設定された値に達すると、バルブタイミング可変機構によって吸気弁の閉弁時期を制御して燃焼室での実質的な吸気容積を減少させる。このため、圧縮比が抑制される結果、燃焼室での気体圧縮時にその温度が低下傾向になり、内燃機関でのノッキングの発生を抑制することができる。さらには、燃焼室での吸気容積に比べて膨張容積を大きくすることで、燃焼による膨張エネルギをより多く回収することができ、燃料消費率を向上させることができる。より具体的には、燃焼室に供給する気体の圧力が予め設定された値に達したとき、制御部によるバルブタイミング可変機構の制御により、吸気弁に早閉じ又は遅閉じを実行させると、内燃機関ではミラーサイクル運転が行われるため、ノッキングの発生を抑制しつつ、燃料消費率を向上させることができる。また、ミラーサイクル運転では、トルク不足が懸念されるが、駆動力断続機構を介して内燃機関の回転が回転軸に伝達されるため、内燃機関のアシストによりコンプレッサ部を駆動させて過給することにより、トルク不足を解消することができる。また、前記制御部は、前記タービン部の回転数に基づいて前記燃焼室に供給する気体の圧力を把握するようにしてもよい。これによれば、燃焼室に供給する気体の圧力過給圧を正確に把握することができるため、バルブタイミング可変機構を最適に制御することができる。本発明によれば、低速駆動時には内燃機関からアシストしつつも、高速駆動時でのノッキングの発生を抑制することができる。以下、本発明を具体化した一実施形態を図1~図4にしたがって説明する。図1に示すように、過給機ユニットTにおいて、ターボチャージャ11のタービンハウジング12には、支持壁15が固定されるとともに、この支持壁15には、センターハウジング14を介してコンプレッサハウジング13が固定されている。ターボチャージャ11において、支持壁15と、センターハウジング14の端壁14aとには回転軸16がラジアル軸受17,18を介して回転可能に支持されている。回転軸16において、タービンハウジング12内への突出端にはタービンホイール19が一体回転可能に固定されるとともに、コンプレッサハウジング13内への突出端にはコンプレッサホイール20が一体回転可能に固定されている。タービンホイール19、回転軸16及びコンプレッサホイール20は、回転軸16の中心軸16aを中心にして一体的に回転可能である。タービンハウジング12内において、タービンホイール19の外周側には渦巻き状のスクロール通路12a、及び環状の旋回通路12bが設けられている。図2に示すように、スクロール通路12aは、内燃機関Eの排気通路10aに連通するとともに、内燃機関Eの燃焼室Eaから排気通路10aへ排出された排気ガスがスクロール通路12aに送り込まれるようになっている。そして、排気通路10a上にタービン部Sが設けられている。図1に示すように、スクロール通路12a内の排気ガスは、旋回通路12bを介してタービンホイール19へ向けて吹き付けられる。タービンホイール19へ向けて吹き付けられた排気ガスは、タービンハウジング12内の流出通路12cから大気中に排出される。コンプレッサハウジング13は、コンプレッサホイール20の外周を囲うようにセンターハウジング14の端壁14aに固定されている。図2に示すように、コンプレッサハウジング13には中心軸16aの方向に向けて外部に開口する流入通路13aが設けられるとともに、この流入通路13aには吸気通路10bが接続されている。また、コンプレッサハウジング13内には渦巻き状のコンプレッサ通路13b及び環状の送出通路13cが設けられている。コンプレッサ通路13bは、吸気通路10bを介して内燃機関Eの燃焼室Eaに連通しており、送出通路13cは、コンプレッサ通路13bに沿って設けられている。そして、吸気通路10b上にコンプレッサ部Rが設けられている。図1に示すように、タービンホイール19は、タービンハウジング12側からコンプレッサハウジング13側へ向かうにつれて拡径してゆく軸部19aと、軸部19aの周面に一体形成された複数の羽根19bとから形成されている。そして、内燃機関Eの燃焼室Eaから排気通路10aへ排出された排気ガスは、スクロール通路12a及び旋回通路12bを経由して羽根19bに吹き付けられる。これにより、タービンホイール19が回転される。コンプレッサホイール20は、コンプレッサハウジング13側からタービンハウジング12側へ向かうにつれて拡径してゆく軸部20aと、軸部20aの周面に一体形成された複数の羽根20bとから形成されている。そして、コンプレッサホイール20は、タービンホイール19の回転に伴って一体的に回転し、回転する複数の羽根20bは、コンプレッサホイール20より上流側の吸気通路10b内の空気気体を流入通路13aへ導入すると共に、遠心作用によって送出通路13cへ放出する。送出通路13c内へ放出された空気は、コンプレッサ通路13bからコンプレッサホイール20より下流側の吸気通路10bを経由して燃焼室Eaへ供給過給される。そして、高圧空気が燃焼室Eaに供給されることにより、燃焼室Eaの過給圧が上昇するようになっている。すなわち、燃焼室Eaに供給される空気気体の圧力が高められるようになっている。図1に示すように、支持壁15の内端面には増速歯車機構21が設けられている。増速歯車機構21は、支持壁15に植設された複数本の支軸22と、各支軸22に回転可能に支持された中間歯車23と、各中間歯車23を包囲する外輪歯車24と、各中間歯車23に噛合された太陽歯車25とから構成されている。外輪歯車24の外周には歯列が形成されるとともに、外輪歯車24の内周には歯列が形成されている。外輪歯車24の内周の歯列は、各中間歯車23に噛合している。外輪歯車24が回転すると、中間歯車23が支軸22を中心にして回転する。中間歯車23の回転は、太陽歯車25へ伝えられ、太陽歯車25が回転軸16を中心にして回転する。中間歯車23に関して支持壁15とは反対側に支持プレート26が設けられている。支持プレート26には支軸22が貫通して固定されている。つまり、支持プレート26は、複数本の支軸22によって支持されている。太陽歯車25において、円筒部25aの先端部にはフランジ25bが一体形成されている。フランジ25bと支持プレート26との間にはソレノイド27が設けられている。また、フランジ25bと端壁14aとの間には板形状の被動クラッチ部28が設けられている。被動クラッチ部28には回転軸16が貫通されており、被動クラッチ部28は、回転軸16に対して中心軸16aの方向へ移動可能である。被動クラッチ部28と、端壁14aに支持されたラジアル軸受18との間には、複数の板バネ29が設けられている。板バネ29の一端は、被動クラッチ部28に止着されるとともに、この板バネ29は、被動クラッチ部28と一体的に回転する。また、板バネ29の他端は、回転軸16に連結されるとともに、被動クラッチ部28及び板バネ29は、回転軸16と一体的に回転する。そして、ソレノイド27を励磁すると、被動クラッチ部28が板バネ29のバネ力に抗してフランジ25bに吸着される。ソレノイド27を消磁すると、被動クラッチ部28が板バネ29のバネ力によってフランジ25bから離される。ソレノイド27、フランジ25b、被動クラッチ部28及び板バネ29は、電磁クラッチ30を構成する。センターハウジング14には筒部14bが支持壁15とは反対側に突出するように一体形成されている。筒部14bと支持壁15とには駆動軸31が、回転軸16と平行をなすようにラジアル軸受32,33を介して回転可能に支持されている。駆動軸31における筒部14bからの突出端には受動プーリ34が止着されるとともに、この受動プーリ34にはベルト35が巻き掛けられている。そして、ベルト35は、内燃機関Eのクランク軸36に止着された駆動プーリ37図2に示すに巻き掛けられており、クランク軸36の回転が駆動プーリ37、ベルト35及び受動プーリ34を介して駆動軸31に伝達されるようになっている。センターハウジング14内の駆動軸31の部位には駆動歯車38が止着されるとともに、この駆動歯車38は、外輪歯車24の外周側の歯列に噛合している。そして、内燃機関Eの回転が伝達された駆動軸31の回転は、駆動歯車38を介して外輪歯車24に伝えられる。内燃機関Eが作動している状態では、内燃機関Eの回転クランク軸36の回転は、駆動プーリ37、ベルト35、受動プーリ34、駆動軸31及び駆動歯車38を介して増速歯車機構21へ伝えられる。すなわち、内燃機関Eが作動している状態では、増速歯車機構21の太陽歯車25が常に回転しており、増速歯車機構21は、駆動軸31の回転を増速して太陽歯車25に出力する。図2に示すように、上記構成の電磁クラッチ30には、制御コンピュータCが信号接続されるとともに、電磁クラッチ30は制御コンピュータCの励消磁制御を受ける。また、制御コンピュータCには回転数検出手段40が信号接続されている。この回転数検出手段40は、タービンホイール19回転軸16の回転数を検出する。回転数検出手段40によって得られた回転数検出情報検出回転数Nxは、制御コンピュータCへ送られる。制御コンピュータCは、回転数検出情報に基づいて電磁クラッチ30を励消磁制御する。そして、駆動プーリ37、ベルト35、受動プーリ34、駆動軸31、駆動歯車38、増速歯車機構21及び電磁クラッチ30は、内燃機関Eの回転を回転軸16に伝達又は遮断するため、内燃機関Eと回転軸16との間に介在された駆動力断続機構を構成する。ここで、制御コンピュータCによる電磁クラッチ30の励消磁制御を図3に基づいて説明する。なお、電磁クラッチ30を励磁しても消磁しても結果的に得られるタービンホイール19回転軸16の回転数が等しくなるような内燃機関Eクランク軸36の回転数が存在する。このときのタービンホイール19回転軸16の回転数を基準回転数N1とする。そして、制御コンピュータCは、回転数検出手段40によって得られた検出回転数Nxと基準回転数N1との大小関係を判断するステップS1。検出回転数Nxが基準回転数N1に満たない場合ステップS1においてNO、制御コンピュータCは、電磁クラッチ30を励磁ステップS2する。これにより、内燃機関Eの低回転が増速歯車機構21を介して回転軸16へ伝えられ、回転軸16が増速されて回転される。すなわち、コンプレッサ部Rが内燃機関Eにアシストされて駆動される。一方、検出回転数Nxが基準回転数N1以上である場合ステップS1においてYES、制御コンピュータCは、電磁クラッチ30を消磁ステップS3する。これにより、内燃機関Eの回転が回転軸16へ伝えられることはなく、回転軸16が排気エネルギのみによって回転される。すなわち、コンプレッサ部Rは内燃機関Eにアシストされることなく、タービン部Sのみで駆動される。先に述べた基準回転数N1の定義より、電磁クラッチ30を消磁しても、コンプレッサ部Rの回転数は変化しないことから、電磁クラッチ30の動作に伴う内燃機関Eのトルク変動は発生しにくくなっている。次に、内燃機関Eに設けられたバルブタイミング可変機構53について説明する。図2に示すように、内燃機関Eにおいて、シリンダ50上部には燃焼室Eaへ気体を供給する吸気弁51、及び燃焼室Eaから気体を排気する排気弁52が複数設けられている。そして、吸気弁51は、バルブタイミング可変機構53によって、吸気弁51の開閉時期が調整可能になっている。バルブタイミング可変機構53は、内燃機関Eにオットーサイクル運転とミラーサイクル運転のいずれかを行わせるために、吸気弁51の開閉時期を調整する。内燃機関Eにミラーサイクル運転を行わせる時、バルブタイミング可変機構53は、吸気弁51の閉弁時期をピストンPの下死点より大幅に進角させる早閉じ、又は吸気弁51の閉弁時期を大幅に遅角させる遅閉じを実行させる。そして、バルブタイミング可変機構53により吸気弁51に早閉じ又は遅閉じを実行させることで、燃焼室Eaの吸気量が制限される。すなわち、燃焼室Eaの実質吸気容積が減少される。すると、圧縮比が抑制される結果、ミラーサイクル運転時には、燃焼室Eaでの圧縮比に比べ膨張比が高くなる。そして、本実施形態では、内燃機関Eによりコンプレッサ部Rの駆動がアシストされた状態で、内燃機関Eの高回転時に、その回転数が、予め設定された基準回転数N2を越えたとき、バルブタイミング可変機構53により吸気弁51を制御して、内燃機関Eにミラーサイクル運転を行わせる。なお、基準回転数N2は、内燃機関Eの高回転時基準回転数N1を越えないが、基準回転数N1により近い回転数での回転の回転数であって、燃焼室Eaでの過給圧が上昇し、ノッキングが発生する虞のあるコンプレッサ部Rの回転数を上限としたとき、その上限値より若干低い回転数に設定されている。一方、バルブタイミング可変機構53による吸気弁51の制御が行われない場合は、内燃機関Eでは、オットーサイクル運転が行われる。このオットーサイクル運転では、バルブタイミング可変機構53により吸気弁51の早閉じ又は遅閉じは実行されず、燃焼室Eaでの膨張比と圧縮比がほぼ同じになる。そして、内燃機関Eの回転数が基準回転数N2を越えない状態では、内燃機関Eではオットーサイクル運転が行われる。次に、制御コンピュータCが行うバルブタイミング可変機構53の制御について、図4のフローチャートに基づいて説明する。さて、内燃機関Eがオットーサイクル運転を行っている状態で、制御コンピュータCは、回転数検出手段40によって得られた検出回転数Nxと基準回転数N2との大小関係を判断するステップS21。検出回転数Nxが基準回転数N2に満たない場合ステップS21においてYES、すなわち、内燃機関Eの回転数が比較的低く、燃焼室Eaの過給圧が所定の圧力に満たない場合、制御コンピュータCは、バルブタイミング可変機構53をOFFとするステップS22。これにより、内燃機関Eではミラーサイクル運転は行われず、通常のオットーサイクル運転が行われる。ここで、検出回転数Nxが基準回転数N1未満では、電磁クラッチ30が励磁され、回転軸16が増速されて回転され、コンプレッサ部Rが内燃機関Eによりアシストされるため、過給圧不足は発生しない。オットーサイクル運転時、内燃機関Eの回転数が上昇し、コンプレッサ部Rが高速駆動すると、燃焼室Eaでの過給圧が上昇する。そして、検出回転数Nxが基準回転数N2以上となるとステップS21においてNO、すなわち、燃焼室Eaの過給圧が所定の圧力以上となると、制御コンピュータCは、バルブタイミング可変機構53をONさせ、吸気弁51を早閉じ又は遅閉じさせるステップS23。これにより、内燃機関Eではオットーサイクル運転からミラーサイクル運転に切り換えられる。その後、制御コンピュータCは、検出回転数Nxが基準回転数N2を越えなくなるとステップS21においてYES、バルブタイミング可変機構53をOFFさせ、内燃機関Eではミラーサイクル運転からオットーサイクル運転に切り換えられる。上記実施形態によれば、以下のような効果を得ることができる。1内燃機関Eによってコンプレッサ部Rの駆動をアシストする過給機ユニットTを有する内燃機関Eにおいて、内燃機関Eの高回転に伴うコンプレッサ部Rの高速駆動時回転数が基準回転数N2以上のとき、バルブタイミング可変機構53によって吸気弁51の閉弁時期を制御して燃焼室Eaでの実質吸気容積を減少させた。このため、燃焼室Eaでの圧縮比が抑制され、燃焼室Eaでの空気圧縮時の空気温度が低下傾向になり、内燃機関Eでのノッキングの発生を抑制することができる。特に、内燃機関Eによってコンプレッサ部Rの駆動をアシストする過給機ユニットTではノッキングが発生しやすいため、この効果は大きいものである。さらには、吸気弁51の閉弁時期を制御することにより、燃焼室Eaの吸気量が制限され、燃焼室Eaでの実質的な吸気容積に比べて膨張容積を大きくすることで、燃焼による膨張エネルギをより多く回収することができ、燃料消費率を向上させることができる。2コンプレッサ部Rの高速駆動時、バルブタイミング可変機構53により吸気弁51を早閉じ又は遅閉じさせるようにした。その結果、内燃機関Eではミラーサイクル運転が行われるため、ノッキングの発生を抑制しつつ、燃料消費率を向上させることができる。3ミラーサイクル運転時は、吸気量が制限されるため、出力トルクが低下する懸念があるが、本実施形態の過給機ユニットTは、電磁クラッチ30を介して内燃機関Eによってコンプレッサ部Rをアシストすることで、出力トルク不足が発生することを回避することができる。4燃焼室Eaの過給圧の大小は、タービン部Sにおけるタービンホイール19の回転数に基づいて検出するようにし、バルブタイミング可変機構53により吸気弁51の閉弁時期を調整するようにした。このため、燃焼室Eaへの過給圧を正確に把握することができ、バルブタイミング可変機構53を最適に制御することができる。5コンプレッサ部Rが高速駆動され、過給圧が所定圧を越えそうなときは内燃機関Eではミラーサイクル運転が行われ、それ以外ではオットーサイクル運転が行われる。オットーサイクル運転では、圧縮比と膨張比がほぼ同じになるため、吸気容積が減小せず、高トルクを出力することができ、内燃機関Eの高負荷時に適した運転を行うことができる。6一般的には、内燃機関Eの高回転時には、排ガスからのエネルギのみによって得られるターボチャージャ11の回転数は、増速歯車機構21にて増速された回転数を上回る。このときのターボチャージャ11の回転数は、十分な過給をもたらしており、内燃機関Eによるアシストは不要である。アシスト不要時に電磁クラッチ30を非連結状態にしておくことで、ターボチャージャ11の加速回転が妨げられない。なお、上記実施形態は以下のように変更してもよい。○実施形態では、クラッチとして電磁クラッチ30を用いたが、電磁クラッチ30の代わりに、ある回転数以上で遮断される遠心クラッチを用いてもよい。○実施形態では、駆動力断続機構を電磁クラッチ30と増速歯車機構21とから構成したが、駆動力断続機構を電磁クラッチ30のみとし、増速歯車機構21は無くてもよい。○実施形態では、タービン部Sタービンホイール19における回転軸16の回転数に基づいて過給圧の大小を判定したが、過給圧は、圧力センサにより燃焼室Eaの過給圧を直接検出してもよいし、その他の検出方法により検出してもよい。○実施形態では、基準回転数N1は基準回転数N2より大きく、内燃機関Eによってコンプレッサ部Rの駆動をアシストする回転域内で吸気弁51の閉弁時期を変更していたが、基準回転数N1は基準回転数N2より小さくてもよい。○実施形態では、吸気弁51の閉弁時期を変更させる基準回転数N2を一つの値に定めていたが、基準回転数N2に幅を持たせ、その回転数領域内において吸気弁51の閉弁時期を連続的に変化させてもよい。次に、上記実施形態及び別例から把握できる技術的思想について以下に追記する。イ前記内燃機関は、前記ミラーサイクル運転を行わないときは、オットーサイクル運転を行う請求項1又は請求項2に記載の内燃機関。ロ前記駆動力断続機構は、増速機構と、前記増速機構と前記回転軸との間で前記増速機構から前記回転軸への出力回転を伝達又は遮断可能な電磁クラッチとからなる請求項1、請求項2、及び技術的思想イのうちいずれか一項に記載の内燃機関。"