"駆動源によって回転駆動される入力軸と、この入力軸の回転に伴う動力を取り出す出力軸と、前記入力軸と前記出力軸との間に互いに同軸的に配されるバリエータおよび差動遊星歯車機構とを備え、前記バリエータは、前記入力軸と連動して回転する互いに対向する一対の入力側ディスクと、この一対の入力側ディスクの間に同軸的に配されて互いに同期して回転する一対の出力側ディスクと、これらの出力側ディスクと一体に回転する出力ギアと、前記一対の入力側ディスク同士を接続する動力伝達軸と、前記入力側ディスクと出力側ディスクとの間に傾転自在に転接されたパワーローラとから成り、前記差動遊星歯車機構は、太陽歯車と、この太陽歯車の周囲に配置されるリング歯車と、前記太陽歯車と前記リング歯車との間にキャリアによって回転自在に支持される複数の遊星歯車とから成るとともに、前記出力軸に結合される、無段変速装置であって、前記出力ギアと前記差動遊星歯車機構の前記太陽歯車とが、両端にカウンタギアを有するカウンタ軸のみによって直接に接続されるとともに、前記バリエータの動力を前記差動遊星歯車機構に伝えるための動力伝達機構と、前記入力軸の回転を前記動力伝達機構を介して前記差動遊星歯車機構の前記キャリアに伝えると同時に前記カウンタ軸を介して前記差動遊星歯車機構の前記太陽歯車にも伝えることにより前記差動遊星歯車機構の差動成分を前記出力軸に伝える差動モードと、前記入力軸の回転を前記カウンタ軸のみを介して前記出力軸に直接に伝える直結モードとを与えるクラッチ機構と、を更に備えることを特徴とする無段変速装置。前記差動遊星歯車機構の前記リング歯車が前記出力軸に接続され、前記動力伝達機構は、前記入力軸の回転を反転させて減速して伝える反転減速遊星歯車機構から成り、該反転減速遊星歯車機構は、前記動力伝達軸に接続される太陽歯車と、この太陽歯車の周囲に配置されて中心軸を介して前記差動遊星歯車機構の前記キャリアに接続されるリング歯車と、前記太陽歯車と前記リング歯車との間にキャリアによって回転自在に支持されるシングルピニオン式の複数の遊星歯車とから成り、前記クラッチ機構は、前記反転減速遊星歯車機構の前記キャリアと固定部との間に設けられて該キャリアの回転を拘束および解放する前記差動モードに関与する第1のクラッチと、前記差動遊星歯車機構の前記リング歯車と前記キャリアとの間に設けられてこれら両者を接離する前記直結モードに関与する第2のクラッチとを備える、ことを特徴とする請求項1に記載の無段変速装置。前記差動遊星歯車機構の前記リング歯車が前記出力軸に接続され、前記動力伝達機構は、前記入力軸の回転を反転させて減速して伝える反転減速遊星歯車機構から成り、該反転減速遊星歯車機構は、前記動力伝達軸に接続される太陽歯車と、この太陽歯車の周囲に配置されるリング歯車と、前記太陽歯車と前記リング歯車との間にキャリアによって回転自在に支持されるダブルピニオン式の複数の遊星歯車とから成り、前記反転減速遊星歯車機構の前記キャリアが中心軸を介して前記差動遊星歯車機構の前記キャリアに接続され、前記クラッチ機構は、前記反転減速遊星歯車機構の前記リング歯車と固定部との間に設けられて該リング歯車の回転を拘束および解放する前記差動モードに関与する第1のクラッチと、前記差動遊星歯車機構の前記リング歯車と前記キャリアとの間に設けられてこれら両者を接離する前記直結モードに関与する第2のクラッチとを備える、ことを特徴とする請求項1に記載の無段変速装置。前記差動遊星歯車機構の前記複数の遊星歯車がダブルピニオン式であり、前記差動遊星歯車機構の前記キャリアが前記出力軸に接続され、前記動力伝達機構は、前記入力軸の回転を反転させて減速して伝える反転減速遊星歯車機構から成り、該反転減速遊星歯車機構は、前記動力伝達軸に接続される太陽歯車と、この太陽歯車の周囲に配置されるリング歯車と、前記太陽歯車と前記リング歯車との間にキャリアによって回転自在に支持されるシングルピニオン式の複数の遊星歯車とから成り、前記反転減速遊星歯車機構の前記リング歯車が中心軸を介して前記差動遊星歯車機構の前記リング歯車に接続され、前記クラッチ機構は、前記反転減速遊星歯車機構の前記キャリアと固定部との間に設けられて該キャリアの回転を拘束および解放する前記差動モードに関与する第1のクラッチと、前記差動遊星歯車機構の前記リング歯車と前記キャリアとの間に設けられてこれら両者を接離する前記直結モードに関与する第2のクラッチとを備える、ことを特徴とする請求項1に記載の無段変速装置。しかしながら、図5に示される特許文献1の構成では、直結クラッチ29を接続してバリエータ2の動力を直接に出力軸27へ伝達する直結モードにおいて、バリエータ2の動力が2つのギア16,17から成るアイドルギア部50を介して出力軸27へ伝えられるため、伝達効率が低下する。すなわち、例えばギア噛み合い効率が99であるとすると、アイドルギア部50で噛み合いが2つ存在するため、ギア噛み合い効率は99×99=98.01となり、約2の動力伝達効率の低下となる。例えばエンジン動力が100kWであるとすると、損失は2kWとなり、無視できない大きさとなる。本発明は、前記事情に鑑みて為されたもので、バリエータの回転をそのまま取り出す動力伝達モード直結モードにおいて、バリエータの出力回転を少ない噛み合い数で出力軸へ伝える高効率で小型軽量化を図れる低コストな無段変速装置を提供することを目的とする。前記目的を達成するために、本発明は、駆動源によって回転駆動される入力軸と、この入力軸の回転に伴う動力を取り出す出力軸と、前記入力軸と前記出力軸との間に互いに同軸的に配されるバリエータおよび差動遊星歯車機構とを備え、前記バリエータは、前記入力軸と連動して回転する互いに対向する一対の入力側ディスクと、この一対の入力側ディスクの間に同軸的に配されて互いに同期して回転する一対の出力側ディスクと、これらの出力側ディスクと一体に回転する出力ギアと、前記一対の入力側ディスク同士を接続する動力伝達軸と、前記入力側ディスクと出力側ディスクとの間に傾転自在に転接されたパワーローラとから成り、前記差動遊星歯車機構は、太陽歯車と、この太陽歯車の周囲に配置されるリング歯車と、前記太陽歯車と前記リング歯車との間にキャリアによって回転自在に支持される複数の遊星歯車とから成るとともに、前記出力軸に結合される、無段変速装置であって、前記出力ギアと前記差動遊星歯車機構の前記太陽歯車とが、両端にカウンタギアを有するカウンタ軸のみによって直接に接続されるとともに、前記バリエータの動力を前記差動遊星歯車機構に伝えるための動力伝達機構と、前記入力軸の回転を前記動力伝達機構を介して前記差動遊星歯車機構の前記キャリアに伝えると同時に前記カウンタ軸を介して前記差動遊星歯車機構の前記太陽歯車にも伝えることにより前記差動遊星歯車機構の差動成分を前記出力軸に伝える差動モードと、前記入力軸の回転を前記カウンタ軸のみを介して前記出力軸に直接に伝える直結モードとを与えるクラッチ機構と、を更に備えることを特徴とする。本発明によれば、出力ギアと差動遊星歯車機構の太陽歯車とが、両端にカウンタギアを有するカウンタ軸のみによって直接に接続されており、バリエータの回転をそのまま取り出す動力伝達モードである直結モードにおいて、バリエータの出力回転がバリエータに平行なカウンタ軸のみを介してアイドルギア部を省いて少ない噛み合い数で出力軸へ伝えられるので、高効率で小型軽量化を図れる低コストな無段変速装置を提供できる。以下、図面を参照して本発明の実施の形態を説明する。なお、本発明の特徴は、バリエータの回転をそのまま取り出す動力伝達モードである直結モードにおける動力伝達機構にあり、その他の構成および作用は前述した従来の構成および作用と同様であるため、以下においては、本発明の特徴部分についてのみ言及し、それ以外の部分については、図5と同一の符号を付して簡潔に説明するに留める。図1は、本発明の第1の実施形態を示している。図示のように本実施形態の無段変速装置1Aは、図5に示される従来技術と同様、入力軸5図1には図示せず;図5参照と出力軸27との間に、トロイダル型無段変速機構からなるバリエータ2と第1、第2の遊星歯車機構3a,3bとを備えている。バリエータ2は、固定部バリエータ2を収容するケーシングなどの固定された部分にベアリング等を介して回転自在に支持されるとともに一端側がエンジン等の駆動源4に連結される入力軸5図1には図示せず;図5参照を備えている。前記入力軸5には油圧押圧機構としての油圧ピストン6図1には図示せず;図5参照が設けられており、この油圧ピストン6を介してバリエータ2に動力が伝達されるようになっている。バリエータ2には油圧ピストン6と連動して回転する動力伝達軸7が設けられ、この動力伝達軸7には互いに対向する一対の入力側ディスク8a,8bが設けられている。また、一対の入力側ディスク8a,8bの間には、動力伝達軸7に対して遊嵌状態の一対の出力側ディスク9a,9bが同軸的に配置されて互いに同期して回転するようになっている。また、動力伝達軸7は、バリエータ2を構成する入力側ディスク8bから後方に突出して動力伝達機構および反転減速遊星歯車機構としての第1の遊星歯車機構3aに連結されている。また、入力側ディスク8a,8bと出力側ディスク9a,9bとの間には傾転自在に転接された複数のパワーローラ10が設けられている。出力側ディスク9a,9bは動力伝達軸7に対して遊嵌する遊嵌軸11を介して連結されている。バリエータ2は、動力伝達軸7に伝達された回転駆動力が入力側ディスク8a,8b、パワーローラ10、および、出力側ディスク9a,9bを介して遊嵌軸11に伝達され、その速度比、すなわち、出力側ディスク9a,9bの回転速度を入力側ディスク8a,8bの回転速度で除した値がパワーローラ10の傾転角によって決定される。すなわち、パワーローラ10が水平状態にあるときに、速度比が1の中立状態となり、これより各パワーローラ10の出力側ディスク9a,9b側が動力伝達軸7から離れる方向に傾転すると、これに応じて速度比が低下し、逆に、各パワーローラ10の出力側ディスク9a,9b側が動力伝達軸7に接近する方向に傾転すると、これに応じて速度比が増加する。この遊嵌軸11には出力ギアとしての第1のギア12が嵌着され、この第1のギア12は、両端にカウンタギア13,15を有するカウンタ軸14入力軸5と平行のみによって後述する差動遊星歯車機構としての第2の遊星歯車機構3bの第2の太陽歯車22に直接に接続されている。すなわち、出力ギアとしての第1のギア12は、カウンタ軸14の一端部に設けられた第1のカウンタギアとしての第2のギア13と噛合し、カウンタ軸14の他端部にある第2のカウンタギアとしての第3のギア15は差動遊星歯車機構としての第2の遊星歯車機構3bの第2の太陽歯車22に直接に接続される。動力伝達機構および反転減速遊星歯車機構としての第1の遊星歯車機構3aは、入力軸5の回転を反転させて減速して伝えるものであり、第1の太陽歯車18と、これに噛合するシングルピニオン式の複数の第1の遊星歯車19と、各遊星歯車19を連繋する第1のキャリア20と、第1の遊星歯車19に噛合する第1のリング歯車21とを備えており、第1の太陽歯車18が動力伝達軸7と連結されている。また、差動遊星歯車機構としての第2の遊星歯車機構3bは、第2の太陽歯車22と、これに噛合するシングルピニオン式の複数の第2の遊星歯車23と、各遊星歯車23を連繋する第2のキャリア24と、第2の遊星歯車23に噛合する第2のリング歯車25とを備えており、第2の太陽歯車22がカウンタ軸14の他端部にある第2のカウンタギアとしての第3のギア15と連結され、第2のキャリア24が中心軸26を介して第1の遊星歯車機構3aの第1のリング歯車21と連結されている。また、第2のリング歯車25には出力軸27が設けられている。なお、本構成において、入力軸5と動力伝達軸7と中心軸26と出力軸27は同一軸線上にある。また、第1の遊星歯車機構3aの第1のキャリア20と固定部との間には第1のキャリア20の回転を拘束および解放する第1のクラッチ差動クラッチとしての低速用クラッチ28が設けられ、第2の遊星歯車機構3bの第2のリング歯車25と第2のキャリア24との間には両者を接離する第2のクラッチ直結クラッチとしての高速用クラッチ29が設けられている。したがって、以上のような構成では、以下のような2つの動作モードが得られる。すなわち、まず、低速用クラッチ28を接続して高速用クラッチ29を解放する差動モードでは、第1の遊星歯車機構3aの第1のキャリア20が固定状態となって、第1の太陽歯車18の回転が第1の遊星歯車19を介して第1のリング歯車21に伝達し、中心軸26の回転は、第2の遊星歯車機構3bの第2のキャリア24に伝達するとともに、出力ギア12およびカウンタ軸14を介して回転している第2の太陽歯車22の回転との相対速度となって第2のリング歯車25に伝達されることになる。つまり、低速用クラッチ28を接続し、高速用クラッチ29を解放すると、入力軸5図5参照の回転は、動力伝達軸7→第1の遊星歯車機構3aの第1の太陽歯車18→第1の遊星歯車19→第1のリング歯車21→中心軸26→第2の遊星歯車機構3bの第2のキャリア24に伝達する経路と、油圧ピストン6図5参照→入力側ディスク8a,8b→パワーローラ10図5参照→出力側ディスク9a,9b→第1のギア出力ギア12→第1のカウンタギア第2のギア13→カウンタ軸14→第2のカウンタギア第3のギア15→第2の遊星歯車機構3bの第2の太陽歯車22に伝達する経路との2つの経路により第2の遊星歯車機構3bに伝達されることとなり、第2の遊星歯車機構3bの差動を用いてバリエータ2との組合わせにより無限大の変速比が得られる差動遊星歯車機構3bの差動成分が出力軸27に伝えられる出力回転は入力回転に対して逆になる。一方、高速用クラッチ29を接続して低速用クラッチ28を解放する直結モードでは、入力軸5の回転が出力側ディスク9a,9bを介して遊嵌軸11を回転させるとともに、出力ギア第1のギア12からカウンタ軸14カウンタギア13,15を介して第2の遊星歯車機構3bの第2の太陽歯車22に直接に伝達される。また、第2の太陽歯車22の回転は第2の遊星歯車23を介して第2のリング歯車25に伝達し、出力軸27に伝達される出力回転は入力回転に対して逆になる。したがって、入力軸5から出力軸27まで直結された状態となり、この状態を維持しながらバリエータ2を増速側すなわちパワーローラ10をその出力側ディスク9a,9b側が動力伝達軸7に接近する方向に傾転させると、その傾転に応じてカウンタ軸14の回転速度が速くなり、これに伴って第2の遊星歯車機構3bの第2の太陽歯車22の回転速度が増加して出力軸27の回転速度が増加し、無段変速装置1全体の速度比が増加する。以上説明したように、本実施形態によれば、出力ギア12と差動遊星歯車機構3bの太陽歯車22とが、両端にカウンタギア13,15を有するカウンタ軸14のみによって直接に接続されており、バリエータ2の回転をそのまま取り出す動力伝達モードである直結モードにおいて、バリエータ2の出力回転がバリエータ2に平行なカウンタ軸14のみを介してアイドルギア部を省いて少ない噛み合い数で出力軸27へ伝えられるため、高効率で小型軽量化を図れる低コストな無段変速装置を提供できる。本実施形態のこのような作用効果を実証できるデータが図2に示されている。この図2は、バリエータレシオが7.000、反転減速遊星比リング歯車と太陽歯車との歯数比が3.850、GN遊星比が2.160、トータルカウンタギア比が1.455におけるバリエータ変速比とミッション変速比との間の関係を示すグラフ図である。このトータルカウンタギア比の場合には、いわゆるギアードニュートラルGN式の変速機となり、また、トータルカウンタギア比の取り方によってはパワースプリット式となる。図3は、本発明の第2の実施形態を示している。図示のように、本実施形態では、反転減速遊星歯車機構3aの複数の遊星歯車19がダブルピニオン式であり、これらの遊星歯車19を回転自在に支持する第1のキャリア20が中心軸26を介して差動遊星歯車機構3bの第2のキャリア24に接続され、低速用クラッチ28が反転減速遊星歯車機構3aの第1のリング歯車21と固定部との間に設けられて第1のリング歯車21の回転を拘束および解放するようになっている。なお、それ以外の構成は第1の実施形態と同一である。このような構成によっても第1の実施形態と同様の作用効果を得ることができる。図4は、本発明の第3の実施形態を示している。図示のように、本実施形態では、差動遊星歯車機構3bの複数の遊星歯車23がダブルピニオン式であり、これらの遊星歯車23を回転自在に支持する第2のキャリア24が出力軸27に接続されている。また、反転減速遊星歯車機構3bの第2のリング歯車25が中心軸26を介して差動遊星歯車機構3aの第1のリング歯車21に接続されている。なお、それ以外の構成は第1の実施形態と同一である。このような構成によっても第1の実施形態と同様の作用効果を得ることができる。"