"機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、機関吸気通路における吸気脈動の大きさを推定する吸気脈動推定装置とを備え、機関吸気通路における吸気脈動の大きさを推定し、吸気脈動の大きさに基づいて機械圧縮比を変更することにより吸気脈動の下流側振動端の位置を変更し、吸気脈動の大きさを変化させることを特徴とする、火花点火式内燃機関。吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変動弁機構を備え、要求負荷が小さくなるほど燃焼室に供給される新気の量を減少させるように、吸気弁の閉弁時期が遅角される運転領域を有しており、要求負荷が零のときに予め定められた運転状態を維持するアイドリング制御を行うように形成されており、アイドリング制御を行っているときに吸気脈動の大きさを推定し、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きい場合には、機械圧縮比を変更することにより吸気脈動の大きさを減少させることを特徴とする、請求項1に記載の火花点火式内燃機関。燃焼室に充填する新気の量を増加させるべき運転状態において、吸気脈動の大きさを推定し、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも小さい場合に、機械圧縮比を変更することにより吸気脈動の大きさを増大させることを特徴とする、請求項1に記載の火花点火式内燃機関。燃焼室における点火時期を変更可能な点火時期調整装置を備え、点火時期を変化させることにより、吸気脈動の下流側振動端の位置を変更することを特徴とする、請求項1から3のいずれか一項に記載の火花点火式内燃機関。可変圧縮比機構は、運転期間中の実際の機械圧縮比を推定する機械圧縮比検出器を含み、吸気脈動推定装置は、実際の機械圧縮比を推定し、実際の機械圧縮比の振動の大きさに基づいて吸気脈動の大きさを推定す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式内燃機関。内燃機関は、アクセルペダルの踏み込み量等に対応する要求負荷に応じて、燃料の噴射量や吸入空気量などの内燃機関の運転状態が定められる。内燃機関の運転期間中には、運転者からの要求負荷が零の運転状態が存在する。例えば、車輪を回転させるための要求負荷が零の無負荷運転状態としてアイドリングの運転状態が存在する。アイドリングの運転状態においては、例えば機関回転数が予め定められた範囲内になるように内燃機関が制御される。内燃機関の機械圧縮比を変更する可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を変更する可変動弁機構とを備える内燃機関においては、アイドリング運転の期間中には熱効率の向上のために機械圧縮比を高くすることが好ましい。また、吸気損失を小さくするために、吸気弁の閉弁時期を調整することにより吸入空気量を少なくすることが好ましい。吸入空気量をスロットル弁のみで制御する通常の内燃機関では、アイドリングの運転期間中に吸気脈動は生じにくい。ところが、吸気弁の閉弁時期により吸入空気量を調整する内燃機関においては、例えば、ピストンが下死点に位置する時期よりも遅い時期に吸気弁が閉弁される。アイドリングの運転状態においては、機関回転数が小さいために、吸入空気量も小さく設定される。吸気弁の閉弁時期は最も遅角側に設定される。ピストンが下死点から上死点に向かう期間中には吸気弁が開いた時期が有り、機関吸気通路に対して吹き戻しが発生する。このために、可変圧縮比機構と可変動弁機構とを備える内燃機関においては、アイドリングの運転期間中でも吸気脈動が発生しやすいという特性を有する。また、アイドリングの運転状態においては、要求負荷が零であるために機関回転数は低く抑えられる。燃焼室に流入する吸入空気量は高精度な制御が必要である。特に、アイドリングの運転状態においては、出力されるトルクの高精度な制御性が要求される。このために、例えば、燃料噴射量を調整することにより、吸気脈動による吸入空気量の変動を補正することが難しいという問題がある。このように、アイドリングの運転期間中に吸気脈動が生じることにより、機関回転数等を安定させることが難しくなるという問題がある。機関回転数の収束性が悪くなり、騒音や振動が生じる場合がある。更に、吸気脈動により燃焼室に流入する新気の量が一時的に少なくなって、内燃機関が停止するエンストが生じる虞がある。または、吸気脈動により燃焼室に流入する新気の量が一時的に多くなって、機関回転数が過上昇するオーバーランが生じる虞がある。一方で、内燃機関の運転状態には、燃焼室に流入する新気の量を多くすることが好ましい場合がある。たとえば、要求負荷が大きい場合などにおいては、燃焼室に供給する新気の量を多くすることが好ましい。すなわち充填効率を高めることが好ましい。充填効率を高めたい場合に、吸気脈動により燃焼室に供給する新気の量を大きくすることができれば好ましい。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、運転状態に応じて機関吸気通路の吸気脈動の大きさの調整が可能な火花点火式内燃機関を供給することを目的とする。本発明の火花点火式内燃機関は、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、機関吸気通路における吸気脈動の大きさを推定する吸気脈動推定装置とを備える。機関吸気通路における吸気脈動の大きさを推定し、吸気脈動の大きさに基づいて機械圧縮比を変更することにより吸気脈動の下流側振動端の位置を変更し、吸気脈動の大きさを変化させる。上記発明においては、吸気弁の閉弁時期を変更可能な可変動弁機構を備え、要求負荷が小さくなるほど燃焼室に供給される新気の量を減少させるように、吸気弁の閉弁時期が遅角される運転領域を有しており、要求負荷が零のときに予め定められた運転状態を維持するアイドリング制御を行うように形成されており、アイドリング制御を行っているときに吸気脈動の大きさを推定し、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きい場合には、機械圧縮比を変更することにより吸気脈動の大きさを減少させることができる。上記発明においては、燃焼室に充填する新気の量を増加させるべき運転状態において、吸気脈動の大きさを推定し、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも小さい場合に、機械圧縮比を変更することにより吸気脈動の大きさを増大させることができる。上記発明においては、燃焼室における点火時期を変更可能な点火時期調整装置を備え、点火時期を変化させることにより、吸気脈動の下流側振動端の位置を変更することができる。上記発明においては、可変圧縮比機構は、運転期間中の実際の機械圧縮比を推定する機械圧縮比検出器を含み、吸気脈動推定装置は、実際の機械圧縮比を推定し、実際の機械圧縮比の振動の大きさに基づいて吸気脈動の大きさを推定することができる。本発明によれば、運転状態に応じて機関吸気通路の吸気脈動の大きさの調整が可能な可変圧縮比機構を備える火花点火式内燃機関を供給することができる。図1から図16を参照して、実施の形態における内燃機関について説明する。本実施の形態における内燃機関は、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変更可能な可変動弁機構とを備え、低負荷の領域において膨張比を大きくする超高膨張比制御を行う。図1は、本実施の形態における内燃機関の概略全体図である。本実施の形態における内燃機関は、クランクケース1、シリンダブロック2、およびシリンダヘッド3を備える。シリンダブロック2の内部に形成された穴部には、ピストン4が配置されている。ピストン4の頂面とシリンダヘッド3に囲まれる燃焼室5の頂面中央部には、点火栓6が配置されている。シリンダヘッド3には、吸気ポート8および排気ポート10が形成されている。吸気ポート8の端部には吸気弁7が配置されている。排気ポート10の端部には、排気弁9が配置されている。吸気ポート8は、吸気枝管11を介してサージタンク12に連結されている。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内に直接的に燃料を噴射するように配置されていても構わない。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に連結されている。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が配置されている。また、吸気ダクト14内には、例えば熱線を用いた吸入空気量検出器18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装置20に連結されている。排気マニホルド19には空燃比センサ21が配置されている。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が設けられている。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。本実施の形態における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動弁機構としての可変バルブタイミング機構を含む。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との間の相対位置関係を検出するための相対位置センサ22が取付けられている。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が取付けられている。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。本実施の形態における内燃機関の制御装置は、電子制御ユニット30を含む。本実施の形態における電子制御ユニット30は、デジタルコンピュータを含む。デジタルコンピュータは、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を含む。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。負荷センサ41の出力により要求負荷を検出することができる。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が接続されている。クランク角センサ42の出力により、機関回転数を検出することができる。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のアクチュエータ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。これらの装置は、電子制御ユニット30により制御されている。図2に、図1に示す可変圧縮比機構の分解斜視図を示す。図3に、可変圧縮比機構の作用を説明する内燃機関の概略断面図を示す。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が形成されている。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の間に嵌合される複数個の突出部52が形成されている。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。本実施の形態における可変圧縮比機構は、一対のカムシャフト54,55を含む。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が延びている。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、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。カム回転角度センサ25の出力は、電子制御ユニット30に入力される。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。なお、本実施の形態における可変圧縮比機構は、クランクケースを含む下部構造物に対して、シリンダブロックを相対的に移動させているが、この形態に限られず、可変圧縮比機構は、機械圧縮比を変更可能な任意の機構を採用することができる。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。本実施の形態における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さ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とを備えており、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が右方に移動させられ、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される。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が左方に移動させられ、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される。回転軸73が円筒状ハウジング72に対して相対回転し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され、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たり、遅角させたりすることができる。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る。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。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す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まで減少する。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を参照して、本実施の形態における運転制御例について説明する。図9は、超高膨張比制御の一般的な運転制御全般について概略的に説明するグラフである。図9には或る機関回転数における機関負荷に応じた要求吸入空気量、吸気弁の閉弁時期、膨張比機械圧縮比、実圧縮比およびスロットル弁の開度の各変化が示されている。なお、図9は、触媒装置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、吸気弁7の閉弁時期は図5において実線で示されるように早められている。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。一方で、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る。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、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される。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の容積が減少する。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する。図9に示す内燃機関においては、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、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、このときに、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。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まで吸気下死点BDCから離れる方向に移動されることになる。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。従って本実施例では膨張比が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。本実施の形態における内燃機関は、運転者による要求負荷が零のときに、予め定められた運転状態を維持するアイドリング制御を行うように形成されている。アイドリング制御においては、たとえば、予め定められた機関回転数を維持するように制御される。図9に示すように、本実施の形態の内燃機関においては、アイドリング運転を行なう場合には、機械圧縮比が予め定められた高い機械圧縮比に維持されている。吸気弁の閉弁時期は、予め定められた最も遅角された時期にて維持されている。吸入空気量の調整は、スロットル弁の開度を調整することにより行われる。アイドリング運転の期間中には、吸気弁の閉弁時期は、ピストンが下死点に位置する時期よりも遅く設定されている。ピストンが上死点に向かって上昇しているときにも吸気弁が開いている期間があり、一旦、気筒内に流入した新気の一部が機関吸気通路に逆流する場合がある。このために、機関吸気通路において吸気脈動が生じ易く、燃焼室に充填される吸入空気量が不安定になり、運転状態が不安定になる場合がある。本実施の形態の内燃機関においては、機関吸気通路における吸気脈動の大きさを推定する吸気脈動推定装置を備えている。内燃機関は、機関吸気通路における吸気脈動の大きさを推定し、推定した吸気脈動の大きさに基づいて機械圧縮比を変更することにより、吸気脈動の下流側振動端の位置を変化させる。下流側振動端の位置が変化することにより、吸気脈動の大きさを変化させる振動端変更制御を行うことができる。内燃機関は、運転状態に応じて吸気脈動の大きさを変化させることができる。本実施の形態のアイドリング運転の期間中には、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きい場合は、機械圧縮比を変更することにより、吸気脈動の下流側振動端を変更し、吸気脈動の大きさを減少させる。吸気脈動を抑制する第1の振動端変更制御を行う。図10に、本実施の形態における吸気脈動を抑制する第1の振動端変更制御を行う前後の状態の説明図を示す。図10Aは、内燃機関がアイドリングの運転状態であるときに、吸気脈動が生じているときの説明図である。図10Bは、本実施の形態における第1の振動端変更制御を行なったときの説明図である。図10Aを参照して、アイドリングの運転状態においては、機械圧縮比は高圧縮比に維持されている。左側の端部は吸気脈動の上流側振動端であり、本実施の形態においては、エアクリーナの位置に相当する。下流側には、ピストンが移動するときの上死点および下死点が示されている。ピストンは、上死点と下死点との間の移動範囲Rにて移動する。移動範囲Rは、ピストンの行程容積に対応する。また、吸気弁の位置は燃焼室の入口に相当する。吸気弁の位置とピストンの上死点との間の領域は、燃焼室に対応する。図10Aに示される例では、上流側振動端を振動の節として吸気脈動が生じている。吸気脈動の下流側振動端は、例えばピストンの冠面であり、図10においては、燃焼サイクルにおいて平均化したサイクル平均の下流側振動端の位置が示されている。図10Aにおいては、下流側振動端と吸気脈動の節の位置とが一致している。上流側振動端と下流側振動端との間の距離が、吸気脈動の波長の整数倍になっている。このような場合には、吸気脈動が大きくなり、例えば、吸気脈動の振幅が大きくなる。サイクル平均の下流側振動端となる位置としては、例えば、ピストンの移動端である上死点と下死点とのほぼ中間位置を例示することができる。または、例えば、下流側振動端は、筒内圧力や吸気弁の開閉時期および排気弁の開閉時期の関数として定めることができる。本実施の形態の内燃機関においては、アイドリングの運転状態のときに、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きくなったことを検出して、下流側振動端を移動させる振動端変更制御を行う。本実施の形態の振動端変更制御は、機械圧縮比を変更する制御を含む。図10Bを参照して、本実施の形態においては機械圧縮比を低くする制御を行っている。ピストンの上死点および下死点の位置は、エアクリーナから離れる方向に移動する。下流側振動端は、矢印111に示すように、上流側振動端から離れる方向に移動する。このため、吸気脈動の節の位置から下流側振動端を離すことができて、吸気脈動の大きさを減少させることができる。たとえば、吸気脈動の振幅を小さくすることができる。本実施の形態においては、機械圧縮比を高圧縮比から低下させているが、この形態に限られず、機械圧縮比を上昇させても構わない。例えば、可変圧縮比機構の達成可能な限界機械圧縮比に対する余裕を考慮して、限界機械圧縮比よりも低い圧縮比にてアイドリング運転を行なう場合がある。このような場合においては、アイドリングの運転状態においても機械圧縮比をさらに上昇することができる。すなわち、機械圧縮比を上昇させることによっても、振動端変更制御を行なうことができる。図11に、本実施の形態における第1の振動端変更制御のフローチャートを示す。図11に示す制御は、例えば、運転期間中に予め定められた時間間隔ごとに繰り返して行なうことができる。ステップ101においては、内燃機関がアイドリングの運転状態であるか否かを判別する。ステップ101において、内燃機関がアイドリング制御を行なっていない場合には、この制御を終了する。ステップ101において、内燃機関がアイドリング制御を行なっている場合には、ステップ102に移行する。ステップ102においては、機関吸気通路における吸気脈動の大きさを推定する。ステップ103において、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きいか否かを判別する。吸気脈動が大きいか否かを判別する。図12に、本実施の形態における吸気脈動の大きさの推定を説明するタイムチャートを示す。図12は、徐々に吸気脈動が大きくなっている運転状態を例示している。本実施の形態の吸気脈動推定装置は、機関吸気通路に配置されている吸入空気量検出器18の出力により吸気脈動の大きさを推定する。本実施の形態においては、吸入空気流量を検出し、検出した吸入空気流量の変化からそれぞれの時刻における中央値を算出する。また、中央値に対して、予め定められた判定基準値を加減した値を設定する。中央値から判定基準値を減算した値を下限値と称し、中央値から判定基準値を加算した値を上限値と称する。本実施の形態においては、吸気脈動の振幅の大きさを推定し、振幅の大きさが予め定められた振幅の判定値以内である場合には、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値以内であると判別する。振幅の判定値としては、たとえば、吸入空気流量の上限値から下限値を減算した値判定基準値×2を採用することができる。時刻ta1や時刻ta5等には、上限値中央値判定値基準値と下限値中央値-判定基準値との範囲内にて吸気脈動が生じている。吸入空気流量の振幅は、振幅の判定値以下であり、吸気脈動の大きさが脈動判定値以内であると判別することができる。吸入空気流量が大きくなっている時刻ta1の値から、吸入空気流量が小さくなっている時刻ta4の値を減算することにより、振幅の大きさを推定することができる。この振幅の大きさと振幅の判定値と比較することができる。これに対して、時刻tb1以降においては、吸気脈動の振幅が大きくなっている。例えば、吸入空気流量が大きくなっている時刻tb3の値から、吸入空気流量が小さくなっている時刻tb1の値を減算することにより、振幅の大きさを推定することができる。時刻tb1においては、吸入空気流量が下限値より小さくなっている。時刻tb3においては、吸入空気流量が上限値よりも大きくなっている。このため、吸入空気流量の振幅が予め定められた振幅の判定値を超えている。このために、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きいと判別することができる。図11を参照して、ステップ103において、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値以下である場合には、この制御を終了する。吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きい場合には、ステップ104に移行する。ステップ104においては、振動端変更制御を行う。本実施の形態の振動端変更制御においては、図10を参照して、上流側振動端と下流側振動端との間の距離サイクル平均の振動端同士の長さを変更する。第1の振動端変更制御では、サイクル平均の振動端同士の長さが吸気脈動の波長の整数倍になることを回避するように、機械圧縮比を低下させる制御を行う。機械圧縮比の変更量は、例えば、予め定められた量を採用することができる。または、振動端同士の間の領域における吸気脈動の波長または吸気脈動の周期等を推定し、機械圧縮比の変更量を定めることができる。本実施の形態においては、アイドリング制御を行なっている期間中に吸気脈動の大きさを推定し、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きい場合には機械圧縮比を変更することにより、吸気脈動を抑制することができる。吸気脈動の大きさの判別方法としては、上記の吸入空気流量の振幅を推定する方法に限られず、吸気脈動の大きさの判別が可能な任意の方法を採用することができる。例えば、吸入空気流量が下限値および上限値のうち少なくとも一方を越えた場合に、吸気脈動の大きさが脈動判定値を越えたと判別することができる。また、吸気脈動の大きさとしては、上記の吸入空気流量の振幅に限られず、たとえば、吸入空気流量の振動の加速度等を採用することができる。図13に、本実施の形態の他の吸気脈動推定装置におけるタイムチャートを示す。他の吸気脈動推定装置では、実際の機械圧縮比を推定し、実際の機械圧縮比の変化に基づいて、吸気脈動の大きさを推定する。図13には、可変圧縮比機構の駆動モータ59への供給電圧、気筒内の圧力サイクル平均値、および実際に推定した機械圧縮比の値を示している。本実施の形態における可変圧縮比機構は、運転期間中の実際の機械圧縮比を推定する機械圧縮比検出器を含む。本実施の形態における機械圧縮比検出器は、クランクケース1とシリンダブロック2との間の相対位置を検出する相対位置センサ22を含む。実際の機械圧縮比は、相対位置センサ22の出力図1参照により推定することができる。時刻txまでは、機械圧縮比をほぼ一定に維持している。本実施の形態における可変圧縮比機構は、図示しない機械圧縮比の固定機構を備えている。このために、機械圧縮比を一定に保つ期間中には、実際の機械圧縮比に振動は生じずにほぼ一定の値で維持される。時刻txにおいて、固定機構による機械圧縮比の固定を解除している。時刻txにおいて、可変圧縮比機構の駆動モータに供給する電圧を上昇させている。本実施の形態においては、実際の機械圧縮比を徐々に上昇させる制御を行なっている。図14に、機関吸気通路に吸気脈動が生じない比較例のタイムチャートを示す。時刻txにおいて駆動モータへの供給電圧を上昇させている。時刻txまでは、気筒内圧力がほぼ一定であり、実際の機械圧縮比もほぼ一定である。時刻txにおいて、可変圧縮比機構の駆動モータに電力を供給することにより、気筒内の圧力および機械圧縮比は徐々に上昇する。気筒内の圧力および機械圧縮比は、ほぼ一定の割合で直線状に上昇する。図13を参照して、機関吸気通路に吸気脈動が生じている場合には、時刻tx以降においても気筒内圧力が振動する。気筒内の圧力は、振動しながら徐々に上昇する。ところで、気筒内の圧力が振動することにより、例えば、ピストンが上死点に到達したときの燃焼室の大きさも変化する。気筒内の圧力により気筒内の壁面が押圧されるために、気筒内の体積が僅かに変化する。本実施の形態においては、クランクケースに対するシリンダブロックの相対位置が小さく変化する。本実施の形態における相対位置センサは、このような小さな変化も検出可能に形成されている。振動により気筒内圧力が上昇すると機械圧縮比が低くなる。このように、吸気脈動が生じて気筒内圧力が脈動すると、実際の機械圧縮比も振動しながら上昇する。本実施の形態の他の吸気脈動推定装置においては、実際の機械圧縮比を推定し、実際の機械圧縮比の振動の大きさに基づいて吸気脈動の大きさを推定する。実際の機械圧縮比の振動の大きさが予め定められた振動判定値よりも大きい場合に、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きいと判別する。図13の運転例においては、機械圧縮比が上昇している期間における中央値を算出し、中央値に対して、予め定められた判定基準値を加減した値を上限値および下限値としている。例えば、時刻td1においては、実際の機械圧縮比が上限値を超えている。また、時刻td2においては実際の機械圧縮比が下限値未満になっている。実際の機械圧縮比の振幅の大きさが、振幅の判定値よりも大きいと判別することができる。この場合に、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きいと判別することができる。本実施の形態の他の吸気脈動推定装置においては、吸気脈動に実質的に影響しない程度に機械圧縮比をゆっくりと変化させている。吸気脈動の大きさを推定する制御においては、可変圧縮比機構の固定機構を解除し、機械圧縮比がほぼ一定の状態で、実際の機械圧縮比の振動の大きさを推定しても構わない。なお、本実施の形態においては、機械圧縮比を変更することにより、吸気脈動の下流側振動端の位置を変更しているが、この形態に限られず、任意の方法により下流側振動端の位置を変更することができる。次に、燃焼室における点火時期を変更することにより、下流側振動端の位置を変更する第2の振動端変更制御について説明する。図15に、本実施の形態における第2の振動端変更制御を行う前後の状態の説明図を示す。図15Aは、アイドリング状態において、吸気脈動が生じているときの概略図である。下流側振動端の位置と吸気脈動の節の位置とが重なっている。吸気脈動が大きくなっている。図16に、本実施の形態における内燃機関の点火時期と、内燃機関の出力トルクおよび排気圧力の関係を説明するグラフを示す。内燃機関は、点火時期に応じて出力が変化する。内燃機関は、出力が最大になる点火時期MBTMinimumAdvanceforBestTorqueを有する。本実施の形態においては、矢印112に示すように、点火時期θ1から点火時期θ2に遅角する制御を行う。点火時期θ1から点火時期θ2に移行することにより、出力されるトルクをほぼ同じに維持することができる。すなわち、点火時期を遅角しても、機関回転数をほぼ一定に保つことができる。一方で、点火時期を遅くすることにより、排気圧力を下げることができる。排気圧力が下がることにより、前回の燃焼サイクルの排気ガスが燃焼室内に存在する量内部EGR量を少なくすることができる。この結果、気筒内圧力サイクル平均を下げることができる。気筒内の空気が柔らかくなるために、上流側振動端と下流側振動端との振動端同士の距離を長くすることができる。図15Bは、第2の振動端変更制御を行ったときの概略図である。図15Bは、燃焼室において点火する時期を点火時期θ1から点火時期θ2に移行したときの説明図である。点火時期を変更することにより、矢印113に示すように、下流側振動端を上流側振動端から遠ざけることができる。下流側振動端の位置を、吸気脈動の振動の節の位置から外すことができる。この結果、吸気脈動を抑制することができる。上記の第2の振動端変更制御においては、点火時期を遅角しているが、この形態に限られず、点火時期を進角しても構わない。また、本実施の形態における第2の振動端変更制御は、本実施の形態における第1の振動端変更制御と組み合わせることができる。すなわち、機関吸気通路における吸気脈動の大きさを推定して、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも大きい場合には、機械圧縮比を変更するとともに、点火時期を変更することができる。ところで、上述の実施の形態においては、アイドリングの運転状態において、吸気脈動を抑制する振動端変更制御について説明を行ったが、この形態に限られず、吸気脈動を積極的に利用して、吸気脈動を大きくする振動端変更制御を行なうことができる。燃焼室に充填する新気の量を増加させるべき運転状態においては、吸気脈動を大きくして、燃焼室に流入する新気の量を増加させることができる。たとえば、運転者による要求負荷や要求吸入空気量がほぼ最大の場合は、燃焼室における充填効率を高めることが好ましい。本実施の形態の内燃機関においては、燃焼室に充填する新気の量を増加させるべき運転状態において、機関吸気通路における吸気脈動の大きさを推定し、吸気脈動の大きさが予め定められた脈動判定値よりも小さい場合には、吸気脈動の大きさを増大させる第3の振動端変更制御を行うことができる。第3の振動端変更制御においては、たとえば、機械圧縮比を変更することにより、吸気脈動の大きさを増大させる制御を行なうことができる。下流側振動端を吸気脈動の節の位置を合わせる制御を行なうことができる。この場合には、機関吸気通路に生じている吸気脈動の周期や波長を推定する推定装置を有することが好ましい。吸気脈動の周期や波長は、例えば、吸入空気流量、機関回転数、吸気弁と排気弁とのバルブオーバーラップ量、および、スロットル弁の開度スロットル弁の開口面積等から推定することができる。このような公知の方法により、吸気脈動の周期や波長等を推定し、下流側振動端を吸気脈動の節となる位置に向かって移動させて、吸気脈動を大きくする制御を行なうことができる。この制御を行なうことにより、多くの新気を燃焼室に充填することができる。また、吸気脈動を大きくする制御を行う場合にも、燃焼室における点火時期を変更することにより、吸気脈動の大きさを増大することができる。本実施の形態においては、可変圧縮比機構と可変動弁機構とを備える内燃機関を例示して説明を行なったが、この形態に限られず、可変動弁機構を有していない内燃機関にも本発明を適用することができる。本実施の形態においては、車両に取り付けられている内燃機関を例示して説明を行なったが、この形態に限られず、任意の装置や設備等に配置されている内燃機関に本発明を適用することができる。更に、上記のそれぞれの実施の形態は、適宜組み合わせることができる。上述のそれぞれの図において、同一または相当する部分には同一の符号を付している。なお、上記の実施の形態は例示であり発明を限定するものではない。また、実施の形態においては、特許請求の範囲に示される変更が含まれている。"