"動力源側の入力軸から入力された駆動力が無段変速装置に伝達され、更に前記無段変速装置から駆動軸に伝達された駆動力が減速ギア対、及び差動装置を介して出力軸に伝達される車両に用いられる無段変速装置であって、前記無段変速装置が、前後進切替装置を備えており、前記前後進切替装置が、遊星歯車機構と、単一のブレーキと、二つのクラッチとを備えており、前記遊星歯車機構が、前記無段変速機の軸方向に並置されたフロントサンギア及びリアサンギアと、前記フロントサンギア及び前記リアサンギアの各々に噛合するフロントプラネタリギア部及びリアプラネタリギア部を有するプラネタリギアと、前記プラネタリギアを回転自在に支持するキャリアと、前記プラネタリギアを構成するフロントプラネタリギア部及びリアプラネタリギア部のうち一方と噛合するリングギアと、を構成要素として備え、前記構成要素のうちの二つを駆動力の入力要素とし、かつ前記構成要素のうち他の一つを駆動力の出力要素とし、駆動力を出力可能なものであり、前記単一のブレーキと、前記二つのクラッチにより、前記出力軸が所定方向に回転する前進状態、前進状態とは逆方向に前記出力軸が回転する後進状態の切り替え、及び前記前進状態においてギア比が高いハイギア状態、及びギア比が低いローギア状態の切り替えを実施可能であることを特徴とする車両用無段変速装置。近年、無段変速機CVTを搭載した車両において、さらなる運動性能向上、あるいは燃費向上を図るべく、変速比幅を拡大することが求められている。このために、無段変速機構のプーリ径を拡大することも考えられるが、その分だけ設置スペースが大きくなる点、及び重量増加となる点で不利である。そこで、無段変速機構に対しハイギアあるいはローギアを組み合わせることにより、前記変速比幅を拡大することが考えられる。具体的には、前後進切替装置の遊星ギア機構にハイギアあるいはローギアを組み合わせることが望ましい。しかしながら、上述した特許文献1に開示されている車両用無段変速装置は、ハイギア状態及びローギア状態に切り替え可能なものではなく、前述したような要望を満足できるものではない。また、特許文献2に開示されている自動変速機については、オートマチックトランスミッションの小型化を図ろうとするためのものであり、前述した要望を満足できるものではない。一方、図14に示されているようなラビニヨウ型遊星歯車機構により、ハイギア状態及びローギア状態に切り替え可能な前後進切替装置を構成することも可能である。この遊星歯車機構は、軸長の長いロングピニオンギアPLと、入力軸Iが接続されたフロントサンギアSF、フロントサンギアSF及びロングピニオンギアPLの間に配され両者に噛合したショートピニオンギアPS、出力軸Oに接続されロングピニオンLPと噛合したリアサンギアSR、及びロングピニオンギアPLの外周に配されたリングギアRを備えた構造とされている。図14に示す遊星歯車機構においては、ロングピニオンPLが接続される系統にブレーキB3及びクラッチC3が設けられている。しかしながら、上述したラビニヨウ型の遊星歯車機構においては、ショートピニオンギアPS及びロングピニオンギアPLの二種類のピニオンギアが必要であり、これらを配列することにより径方向に装置構成が拡大するという問題がある。これにより、ラビニヨウ型の遊星歯車機構においては設計上の自由度を大きく取れないという問題がある。そこで、本発明は、ハイギア状態及びローギア状態に切り替え可能であり、運動性能あるいは燃費性能の向上を図ることが可能であって、簡素な構成で設計上の自由度を確保可能な前後進切替装置を備えた車両用無段変速装置の提供を目的とした。上述した課題を解決すべく提供される本発明の車両用無段変速装置は、動力源側の入力軸から入力された駆動力が無段変速装置に伝達され、更に前記無段変速装置から駆動軸に伝達された駆動力が減速ギア対、及び差動装置を介して出力軸に伝達される車両に用いられるものである。本発明の車両用無段変速装置においては、前記無段変速装置が、前後進切替装置を備えており、前記前後進切替装置が、遊星歯車機構と、単一のブレーキと、二つのクラッチとを備えている。前記遊星歯車機構は、前記無段変速機の軸方向に並置されたフロントサンギア及びリアサンギアと、前記フロントサンギア及び前記リアサンギアの各々に噛合するフロントプラネタリギア部及びリアプラネタリギア部を有するプラネタリギアと、前記プラネタリギアを回転自在に支持するキャリアと、前記プラネタリギアを構成するフロントプラネタリギア部及びリアプラネタリギア部のうち一方と噛合するリングギアと、を構成要素として備えている。また、前記遊星歯車機構は、前記構成要素のうちの二つを駆動力の入力要素とし、かつ前記構成要素のうち他の一つを駆動力の出力要素とし、駆動力を出力可能なものである。本発明の車両用無段変速装置においては、前記単一のブレーキと、前記二つのクラッチにより、前記出力軸が所定方向に回転する前進状態、前進状態とは逆方向に前記出力軸が回転する後進状態の切り替え、及び前記前進状態においてギア比が高いハイギア状態、及びギア比が低いローギア状態の切り替えを実施可能とされている。本発明の車両用無段変速装置においては、単一のブレーキ及び二つのクラッチにより前進状態及び後進状態の切り替え、及び前進状態におけるギア比の切り替えハイギア状態,ローギア状態を実施可能であり、これらの各状態において空転状態にある構成要素を一要素に抑制することができる。これにより、車両の燃費向上を図ることが可能となる。また、本発明の車両用無段変速装置においては、前後進切替装置をコンパクトに形成できるため、軽量化による燃費向上、及び製造コストの抑制を図ることが可能となる。さらに、本発明の車両用無段変速装置においては、前進状態においてハイギア状態とローギア状態とに切り替え可能であるため、ギア比の選択の余地が広がり、運動性能の向上を図ることが可能となる。本発明によれば、ハイギア状態及びローギア状態に切り替え可能であり、運動性能あるいは燃費性能の向上を図ることが可能であって、簡素な構成で設計上の自由度を確保可能な前後進切替装置を備えた車両用無段変速装置を提供できる。続いて、本発明の一実施形態に係るベルト式無段変速機X以下、単に無段変速機Xとも称すについて説明する。なお、本実施形態のベルト式無段変速機Xは、前後進切替装置4に特徴を有するが、前後進切替装置4の具体的構成の説明に先立って無段変速機Xの構成について概説する。無段変速機Xは、FF横置き式の自動車用変速機であり、図1に示すように大略、入力軸3、前後進切替装置4、無段変速装置A、デファレンシャル装置30などで構成されている。入力軸3は、エンジン出力軸1によりトルクコンバータ2を介して駆動されるものであり、トルクコンバータ2のタービンランナ2bに接続されている。前後進切替装置4は、入力軸3の回転を正逆切り替えて駆動軸10に伝達する装置である。また、無段変速装置Aは、駆動プーリ11と従動プーリ21と両プーリ間に巻き掛けられたVベルト15とを備えている。デファレンシャル装置30は、従動軸20の動力を出力軸32に伝達するものである。無段変速機Xにおいては、入力軸3と駆動軸10とは同一軸線上に配置されている。また、従動軸20とデファレンシャル装置30の出力軸32とが入力軸3に対して平行でかつ非同軸に配置されている。したがって、この無段変速機Xは全体として3軸構成とされている。Vベルト15は、一対の無端状張力帯と、これら張力帯に支持された多数のブロックとで構成された公知の金属ベルトである。無段変速機Xを構成する各部品は変速機ケース5の中に収容されている。トルクコンバータ2と前後進切替装置4との間には、オイルポンプ6が配置されている。オイルポンプ6は、トルクコンバータ2のポンプインペラ2aにより駆動されるポンプギア9を備えている。前後進切替装置4は、後に詳述するように遊星歯車機構40、ブレーキ50、第一クラッチ51、及び第二クラッチ52を備えており、入力軸3及び駆動軸10に対して連結されている図2及び図3参照。前後進切替装置4は、ブレーキ50、第一クラッチ51、及び第二クラッチ52の係合状態を変化させることにより、前後進の切り替え、及びギア比の切り替えを行うことが可能とされている。無段変速装置Aの駆動プーリ11は、駆動軸プーリ軸10上に一体に形成された固定シーブ11aと、駆動軸10上において軸方向移動自在に、かつ一体回転可能に支持された可動シーブ11bと、可動シーブ11bの背後に設けられた油圧サーボ12とを備えている。可動シーブ11bの外周部には、背面側へ延びるピストン部12aが一体に形成され、このピストン部12aの外周部が駆動軸10に固定されたシリンダ部12bの内周部に摺接している。可動シーブ11bとシリンダ部12bとの間には、油圧サーボ12の作動油室12cが形成されており、この作動油室12cへの油圧を制御することにより、変速制御を実施することができる。従動プーリ21は、従動軸プーリ軸20上に一体に形成された固定シーブ21aと、従動軸20上を軸方向移動自在に、かつ一体回転可能に支持された可動シーブ21bと、可動シーブ21bの背後に設けられた油圧サーボ22とを備えている。可動シーブ21bの外周部には、背面側へ延びるシリンダ部22aが一体に形成され、このシリンダ部22aの内周部に従動軸20に固定されたピストン部22b固定ピストンが摺接している。可動シーブ21bとピストン部22bとの間に油圧サーボ22の作動油室22cが形成され、この作動油室22cの油圧を制御することにより、トルク伝達に必要なベルト推力が与えられる。また、作動油室22c内には、初期推力を与えるスプリング24が配置されている。従動軸20の一端部はエンジン側に向かって延び、この一端部に出力ギヤ27aが固定されている。出力ギア27aは、デファレンシャル装置30のリングギヤ31に噛み合っており、デファレンシャル装置30から左右に延びる出力軸32に動力が伝達され、車輪が駆動される。≪前後進切替装置4の具体的構成及び動作について≫続いて、前後進切替装置4の具体的構成について、図面を参照しつつ詳細に説明する。図3に示すように、前後進切替装置4は、遊星歯車機構40と、ブレーキ50と、第一クラッチ51と、第二クラッチ52とを備えたユニットU1によって構成されている。遊星歯車機構40は、フロント側ギアセット40Fと、リア側ギアセット40Rとに大別される。フロント側ギアセット40Fは、構成要素としてフロントサンギア41、フロントピニオンギア42、及びリングギア43を備えている。また、リア側ギアセット40Rは、構成要素としてリアサンギア44、リアピニオンギア45を備えている。遊星歯車機構40において、フロントピニオンギア42及びリアピニオンギア45は、一体的に形成されている。すなわち、本実施形態においては、フロントピニオンギア42及びリアサンギア44を一体的に形成したピニオンギア47がフロント側ギアセット40F及びリア側ギアセット40Rに亘って配置されている。また、ピニオンギア47には、キャリア46が装着されている。フロントピニオンギア42は、リアピニオンギア45よりも大径とされている。また、フロントサンギア41は、リアサンギア44よりも小径とされている。フロント側ギアセット40Fにおいて、フロントサンギア41は、駆動軸10に接続されている。また、フロントピニオンギア42は、フロントサンギア41とリングギア43との間において、両ギア41,43に噛合した状態で設けられている。また、リングギア43は、第一クラッチ51を介して入力軸3に接続されている。リア側ギアセット40Rにおいて、リアサンギア44はブレーキ50に接続されている。また、リアピニオンギア45は、リアサンギア44に噛合している。フロントピニオンギア42及びリアピニオンギア45に取り付けられたキャリア46は、第二クラッチ52を介して入力軸3に接続されている。前後進切替装置4は、図4aに示すようにブレーキ50、第一クラッチ51、及び第二クラッチ52の係合状態を切り替えることによりハイギア前進状態、ローギア前進状態、及び後進状態に切り替えることができる。具体的には、第一クラッチ51を非係合状態とし、第二クラッチ52及びブレーキ50を係合状態とすると、前後進切替装置4がハイギア前進状態になる。この状態においては、入力軸3から第一クラッチ51を介してリングギア43に至る動力伝達系統が切断された状態になると共に、リアサンギア44がブレーキ50によって固定された状態になる。ハイギア前進状態において入力軸3を介して駆動力が入力されると、フロントピニオンギア42及びリアピニオンギア45がそれぞれフロントサンギア41及びリアサンギア44の回りを公転する。フロントピニオンギア42に伝達された駆動力は、駆動軸10に伝達され出力される。また、ブレーキ50及び第一クラッチ51を係合状態とし、第二クラッチ52を非係合状態とすると、前後進切替装置4がローギア前進状態となる。この状態においては、入力軸3から第二クラッチ52を介してキャリア46に至る動力伝達系統が切断されると共に、リアサンギア44がブレーキ50によって固定された状態になる。ローギア前進状態において入力軸3を介して駆動力が入力されると、リングギア43に駆動力が伝達し、フロントピニオンギア42及びリアピニオンギア45が一体的に回転する。また、フロントピニオンギア42の回転に連動して、フロントサンギア41が回転し、駆動軸10に駆動力が出力される。また、第一クラッチ51及び第二クラッチ52を係合状態とし、ブレーキ50を非係合状態とすると、前後進切替装置4が後進状態に切り替わる。この状態において入力軸3を介して駆動力が入力されると、第一クラッチ51を介してリングギア43に駆動力が伝達されると共に、第二クラッチ52を介してキャリア46に駆動力が伝達される。これにより、フロントピニオンギア42及びリアピニオンギア45を介してフロントサンギア41及びリアサンギア44に駆動力が伝達し、両ギア41,44が回転する。フロントサンギア41に伝達された駆動力は、駆動軸10に出力される。この際、駆動軸10の回転方向は、上述したハイギア前進状態及びローギア前進状態のときとは逆向きとなる。ここで、上述した前後進切替装置4の共線図を概念的に示すと、図4bに示す通りとなる。前後進切替装置4をハイギア前進状態及びローギア前進状態とした場合は、フロントサンギア41の回転がキャリア46の回転とは逆向きになり駆動軸10に出力される。また、ハイギア前進状態とした場合の回転数は、ローギア前進状態とした場合の回転数に比べて大きくなる。また、後進状態とした場合は、フロントサンギア41がリングギア43及びキャリア46と同一方向に回転し、駆動軸10に出力される。上述したように、本実施形態の無段変速装置Xにおいては、単一のブレーキ50と、第一クラッチ51及び第二クラッチ52により前進状態及び後進状態の切り替え、及び前進状態におけるギア比の切り替えハイギア状態,ローギア状態を実施することが可能である。また、ハイギア前進状態、ローギア前進状態、及び後進状態のいずれの状態においても、空転状態にある構成要素が一要素だけであるため、無段変速装置Xを搭載した車両の燃費向上を図ることが可能となる。また、無段変速装置Xにおいては、構成要素数が少ないため、軽量化による燃費向上、及び製造コストの抑制を図ることが可能となる。さらに、無段変速装置Xにおいては、車両を前進させる際に、ハイギア前進状態とローギア前進状態とに切り替え可能であるため、ワイドレシオ化することが可能となる。本実施形態では、入力系統の切り替えを実施可能とすべく、第一クラッチ51及び第二クラッチ52をフロント側ギアセット40F側に設けた構成とされている。そのため、図5に示すように、第一クラッチ51及び第二クラッチ52に対して作動油を供給するための油路54,56を既存のステータシャフト17にラジアル方向に形成することが可能であり、別途油路54,56を形成するための構造体を設ける必要がない。具体的には、例えば図6に示すように、上述した前後進切替装置4の構成とは異なり、第一クラッチ51及び第二クラッチ52をリア側ギアセット40R側に設ける構成とする場合には、第一クラッチ51及び第二クラッチ52にオイルを供給するための油路を形成するために別途構造体19を設ける必要があり、前後進切替装置4のサイズが軸方向図中左右方向に大きくならざるを得ない。これに対し、本実施形態において示したものにおいては、構造体19等を設ける必要がないため、前後進切替装置4のサイズを軸方向にコンパクトなものとすることが可能となる。≪前後進切替装置4の第一変形例について≫前後進切替装置4は、上述したユニットU1を備えたものに限定される訳ではなく、ユニットU1に代えて例えば図7に示すようなユニットU2を採用したものであってもよい。以下、ユニットU2を備えた前後進切替装置4の変形例について図面を参照しつつ詳細に説明する。図7に示すように、本変形例のユニットU2は、遊星歯車機構60と、ブレーキ70と、第一クラッチ71と、第二クラッチ72とを備えている。遊星歯車機構60は、フロント側ギアセット60Fと、リア側ギアセット60Rとに大別される。フロント側ギアセット60Fは、構成要素としてフロントサンギア61、フロントピニオンギア62、及びリングギア63を備えている。また、リア側ギアセット60Rは、構成要素としてリアサンギア64、リアピニオンギア65を備えている。遊星歯車機構60において、フロントピニオンギア62及びリアピニオンギア65は、一体的に形成されている。すなわち、フロントピニオンギア62及びリアサンギア64がピニオンギア67として一体的に形成されており、ピニオンギア67がフロント側ギアセット60F及びリア側ギアセット60Rに亘って配置されている。また、ピニオンギア67には、キャリア66が装着されている。フロントピニオンギア62は、リアピニオンギア65よりも小径とされている。また、フロントサンギア61は、リアサンギア64よりも大径とされている。フロント側ギアセット60Fにおいて、フロントサンギア61は、第一クラッチ71を介して入力軸3に接続されている。また、フロントピニオンギア62は、フロントサンギア61に噛合している。リングギア63は、出力軸10に対して接続されている。リア側ギアセット60Rにおいて、リアサンギア64は第二クラッチ72を介して入力軸3に接続されている。また、リアピニオンギア65は、リングギア63とリアサンギア64との間に配され、両ギア63,64の双方に噛合している。フロントピニオンギア62及びリアピニオンギア65は、キャリア66を介してブレーキ70に対して接続されている。前後進切替装置4は、図8aに示すようにブレーキ70、第一クラッチ71、及び第二クラッチ72の係合状態を切り替えることによりハイギア前進状態、ローギア前進状態、及び後進状態に切り替えることができる。具体的には、ブレーキ70及び第二クラッチ72を係合状態とし、第一クラッチ71を非係合状態とすると、前後進切替装置4がハイギア前進状態となる。この状態においては、入力軸3から第一クラッチ71を介してフロントサンギア61に至る動力伝達系統が切断された状態になる。また、ブレーキ70によりキャリア66が固定された状態になる。ハイギア前進状態において入力軸3を介して駆動力が入力されると、リアサンギア64が回転する。これにより、リングギア62が回転し、駆動力が駆動軸10に出力される。また、ブレーキ70及び第一クラッチ71を係合状態とし、第二クラッチ72を非係合状態とすると、前後進切替装置4がローギア前進状態になる。この状態においては、入力軸3から第二クラッチ71を介してリアサンギア64に至る動力伝達系統が切断された状態になる。また、ブレーキ70によりキャリア66が固定された状態になる。ローギア前進状態において入力軸3を介して駆動力が入力されると、第一クラッチ71を介してフロントサンギア61に動力が伝達される。また、フロントピニオンギア62及びリアピニオンギア65が自転する。リアピニオンギア65の自転に連動してリングギア63が回転し、駆動軸10に駆動力が出力される。また、第一クラッチ71及び第二クラッチ72を係合状態とし、ブレーキ70を非係合状態とすると、前後進切替装置4が後進状態に切り替わる。この状態において入力軸3を介して入力された駆動力は、第一クラッチ71及び第二クラッチ72を介してフロントサンギア61及びリアサンギア64に伝達される。また、フロントピニオンギア61及びリアピニオンギア65が一体的に回転する。これにより、リアピニオンギア65に噛合しているリングギア63が回転し、駆動力が駆動軸10に出力される。この際、駆動軸10は、上述したハイギア前進状態及びローギア前進状態のときとは逆向きに回転する。ここで、上述したユニットU2を備えた前後進切替装置4の共線図を概念的に示すと、図8bに示す通りとなる。前後進切替装置4をハイギア前進状態とした場合は、リアサンギア64に入力された回転方向とは逆向きの回転に変換され、駆動軸10に出力される。また、前後進切替装置4をローギア前進状態とした場合についても、フロントサンギア61に入力された回転方向とは逆向きの回転に変換され、駆動軸10に出力される。ハイギア前進状態とした場合の回転数は、ローギア前進状態とした場合の回転数に比べて大きくなる。また、後進状態とした場合は、リングギア63がフロントサンギア61及びリアサンギア64に入力された回転方向と同一方向に回転し、駆動軸10に出力される。前後進切替装置4において上述したユニットU2を採用した場合についても、ユニットU1を採用した場合と同様に、単一のブレーキ70と、第一クラッチ71及び第二クラッチ72により前進及び後進の切り替え、及びギア比のワイドレシオ化が可能となる。また、空転状態にある構成要素を最小限一要素に抑制し、燃費向上を図ることが可能となる。さらに、構成要素数を最小限に抑制し、軽量化による燃費向上、及び製造コストの抑制を図ることが可能となる。また、本実施形態では、第一クラッチ71及び第二クラッチ72をフロント側ギアセット60F側に設けた構造である。これにより、図5に示す例と同様に第一クラッチ71及び第二クラッチ72に対して作動油を供給するための油路を既存のステータシャフト17にラジアル方向に形成することが可能である。従って、本変形例の構造を採用した場合についても、前後進切替装置4のサイズを軸方向にコンパクトなものとすることが可能となる。≪前後進切替装置4の第二変形例について≫図1に示す3軸構成の無段変速機Xに適用可能な前後進切替装置4として、ユニットU1,ユニットU2を採用したものを例示したが、これらに代えて例えば図9に示すような4軸構成の無段変速機Xに採用することが可能なものとしてユニットU3を採用したものがある。以下、4軸構成の無段変速機X’の構成について概略を説明した上で、ユニットU3を備えた前後進切替装置4の変形例について図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、無段変速機X’は、上述した3軸構成の無段変速機Xと大部分が同一の構成であるため、同一の構成については同一の符号を付し、詳細の説明については省略する。図9に示す無段変速機X’は、図1に示す3軸構成の無段変速機Xに対し、中間軸34等を増設した構造とされている。具体的には、無段変速機X’においては、入力軸3と駆動軸10とが同一軸線上に配置されている。また、従動軸20とデファレンシャル装置30の出力軸32とが入力軸3に対して平行でかつ非同軸に配置されている。さらに、従動軸20と出力軸32との中間には、これらの軸20,32に対して平行でかつ非同軸となるように中間軸34が配置されている。従動軸20と中間軸34との間、及び中間軸34と出力軸32との間は、それぞれギアを介して接続されている。具体的には、従動軸20の一端部はエンジン側に向かって延びており、この一端部に出力ギヤ27aが固定されている。出力ギア27aは、中間軸34の一端側に設けられた第一中間ギア34aに噛み合っている。また、中間軸34の他端側に設けられた第二中間ギア34bは、デファレンシャル装置30のリングギヤ31に噛み合っており、デファレンシャル装置30から左右に延びる出力軸32に動力を伝達し、車輪を駆動させることが可能とされている。図10に示すように、本変形例のユニットU3は、遊星歯車機構80と、ブレーキ90と、第一クラッチ91と、第二クラッチ92とを備えている。遊星歯車機構80は、フロント側ギアセット80Fと、リア側ギアセット80Rとに大別される。フロント側ギアセット80Fは、構成要素としてフロントサンギア81、フロントピニオンギア82、及びリングギア83を備えている。また、リア側ギアセット80Rは、構成要素としてリアサンギア84、リアピニオンギア85を備えている。さらに、遊星歯車機構80は、フロントピニオンギア82とリアピニオンギア85とを繋ぐキャリア86を構成要素として備えている。遊星歯車機構80において、フロントピニオンギア82及びリアピニオンギア85は、一体的に形成されている。具体的には、フロントピニオンギア82及びリアサンギア84がピニオンギア87として一体的に形成されており、ピニオンギア87がフロント側ギアセット80F及びリア側ギアセット80Rに亘って配置されている。また、ピニオンギア87には、キャリア66が装着されている。フロントピニオンギア82は、リアピニオンギア85よりも大径とされている。また、フロントサンギア81は、リアサンギア84よりも小径とされている。フロント側ギアセット80Fにおいて、フロントサンギア81は、第二クラッチ92を介して入力軸3に接続されている。また、フロントピニオンギア82は、フロントサンギア81とリングギア83との間において、両ギア81,83に噛合している。リングギア83は、第一クラッチ91を介して入力軸3に接続されている。リア側ギアセット80Rにおいて、リアサンギア84は駆動軸10に接続されており、リアピニオンギア85はリアサンギア84に噛合している。また、フロントピニオンギア82及びリアピニオンギア85は、キャリア86を介してブレーキ90に接続されている。前後進切替装置4は、図11aに示すようにブレーキ90、第一クラッチ91、及び第二クラッチ92の係合状態を切り替えることによりハイギア前進状態、ローギア前進状態、及び後進状態に切り替えることができる。具体的には、第一クラッチ91及び第二クラッチ92を係合状態とし、ブレーキ90を非係合状態とすると、前後進切替装置4がハイギア前進状態となる。この状態において入力軸3からリングギア83に駆動力が入力されると、この駆動力が第一クラッチ91及び第二クラッチ92を介してリングギア83及びフロントサンギア81に伝達され、両ギア83,81が回転する。これに連動して、フロントピニオンギア82は、リアピニオンギア85と一体的に、リングギア83及びフロントサンギア81の間において公転しつつ自転する。リアピニオンギア85の回転に伴い、リアサンギア84も回転し、駆動軸10に駆動力が出力される。また、第一クラッチ91を非係合状態とし、第二クラッチ92及びブレーキ90を係合状態とすると、前後進切替装置4がローギア前進状態になる。この状態においては、第一クラッチ91を介してリングギア83に繋がる動力伝達系統が切断された状態になる。また、フロントピニオンギア82、及びリアピニオンギア85が固定された状態になる。この状態において入力軸3から駆動力が入力されると、第二クラッチ92を介してフロントサンギア81に駆動力が伝達され、フロントサンギア81が回転する。またこれに伴い、フロントピニオンギア82及びリアピニオンギア85も一体的に回転自転する。リアピニオンギア85が回転することにより、これに噛合しているリアサンギア84が回転し、駆動力が駆動軸10に出力される。また、第一クラッチ91及びブレーキ90を係合状態とし、第二クラッチ91を非係合状態とすると、前後進切替装置4が後進状態に切り替わる。この状態においては、第二クラッチ92を介してフロントサンギア81に駆動力を伝達する動力伝達系統が切断された状態になる。また、フロントピニオンギア82及びリアピニオンギア85が固定された状態になる。後進状態において入力軸3を介して駆動力が入力されると、第一クラッチ91を介してリングギア83に駆動力が伝達される、これによりリングギア83が回転すると、フロントピニオンギア82及びリアピニオンギア85が一体的に自転する。リアピニオンギア85の自転に伴い、リアサンギア84が回転し、駆動軸10に駆動力が出力される。ここで、上述したユニットU3を備えた前後進切替装置4の共線図を概念的に示すと、図11bに示すように、前後進切替装置4をハイギア前進状態とした場合及びローギア前進状態とした場合の双方において、入力された回転方向と同一方向の回転として出力される。また、ハイギア前進状態とした場合は、ローギア前進状態とした場合よりも大きな回転数となって駆動軸10に出力される。前後進切替装置4において上述したユニットU3を採用した場合についても、ユニットU1等を採用した場合と同様に、ブレーキ90と、第一クラッチ91及び第二クラッチ92の係合状態を適宜変更することにより前進及び後進の切り替え、及び前進時におけるギア比の変更が可能となる。また、ユニットU3を採用した場合、空転状態にある構成要素が一要素で済むため、軽量化による燃費向上、及び製造コストの抑制を図ることが可能となる。また、本実施例では、第一クラッチ91及び第二クラッチ92をフロント側ギアセット60F側に設けた構造を採用しているため、上述した図5に示す例と同様に第一クラッチ91及び第二クラッチ92に対して作動油を供給するための油路を既存のステータシャフト17にラジアル方向に形成することが可能である。従って、本変形例の構造を採用した場合についても、前後進切替装置4のサイズを軸方向にコンパクトなものとすることが可能となる。≪前後進切替装置4の第三変形例について≫図9に示す4軸構成の無段変速機X’に適用可能な前後進切替装置4として、ユニットU3を採用したものを例示したが、これに代えて例えば図12に示すようなユニットU4を4軸構成の無段変速機X’に採用することが可能である。以下、ユニットU4を備えた前後進切替装置4の変形例について図面を参照しつつ詳細に説明する。図12に示すように、本変形例のユニットU4は、遊星歯車機構100と、ブレーキ110と、第一クラッチ111と、第二クラッチ112とを備えている。遊星歯車機構100は、フロント側ギアセット100Fと、リア側ギアセット100Rとに大別される。フロント側ギアセット100Fは、構成要素としてフロントサンギア101、フロントピニオンギア102、及びリングギア103を備えている。また、リア側ギアセット100Rは、構成要素としてリアサンギア104、リアピニオンギア105を備えている。さらに、遊星歯車機構100は、フロントピニオンギア102とリアピニオンギア105とを繋ぐキャリア106を構成要素として備えている。遊星歯車機構100において、フロントピニオンギア102及びリアピニオンギア105は、一体的に形成されている。すなわち、本変形例においては、フロントピニオンギア102及びリアサンギア104がピニオンギア107の一部として形成されている。また、ピニオンギア107は、フロント側ギアセット100F及びリア側ギアセット100Rに亘って配置されている。また、ピニオンギア107には、キャリア106が装着されている。フロントピニオンギア102は、リアピニオンギア105よりも小径とされている。また、フロントサンギア101は、リアサンギア104よりも大径とされている。フロント側ギアセット100Fにおいて、フロントサンギア101は、第二クラッチ112を介して入力軸3に接続されている。また、フロントピニオンギア102は、フロントサンギア101に噛合している。リア側ギアセット100Rにおいて、リングギア103は、第一クラッチ111を介して入力軸3に接続されている。また、リアサンギア104は駆動軸10に接続されている。リアピニオンギア105は、リングギア103及びリアサンギア104の間に配され、両ギア103,104と噛合している。また、キャリア106は、フロントピニオンギア102及びリアピニオンギア105に装着され、ブレーキ110に接続されている。前後進切替装置4は、図13aに示すようにブレーキ110、第一クラッチ111、及び第二クラッチ112の係合状態を切り替えることによりハイギア前進状態、ローギア前進状態、及び後進状態に切り替えることができる。具体的には、第一クラッチ111を非係合状態とし、第二クラッチ112及びブレーキ110を係合状態とすると、前後進切替装置4がハイギア前進状態となる。この状態においては、第一クラッチ111を介してリングギア103に至る動力伝達系統が切断された状態になる。また、キャリア106が固定され、フロントピニオンギア102及びリアピニオンギア105が自転のみ可能な状態になる。この状態において入力軸3を介して駆動力が入力されると、第二クラッチ112を介してフロントサンギア101に駆動力が伝達される。これに伴い、駆動力は、フロントサンギア101、フロントピニオンギア102、リアピニオンギア105、及びリアサンギア104の順番で伝達され、駆動軸10に出力される。また、第一クラッチ111及び第二クラッチ112を係合状態とし、ブレーキ110を非係合状態とすると、前後進切替装置4がローギア前進状態になる。この状態において入力軸3を介して駆動力が入力されると、第一クラッチ111を介して駆動力が伝達され、リングギア103が回転する。また、入力軸3を介して入力された駆動力は、第二クラッチ112を介する動力伝達系統にも伝達され、フロントサンギア101が回転する。フロントサンギア101及びリングギア103の回転に伴い、フロントピニオンギア102及びリアピニオンギア105が一体的に回転公転及び自転する。これに伴い、リアサンギア104が回転し、駆動軸10に駆動力が出力される。また、第一クラッチ111及びブレーキ110を係合状態とし、第二クラッチ112を非係合状態とすると、前後進切替装置4が後進状態に切り替わる。この状態においては、第二クラッチ112を介してフロントサンギア101に至る動力伝達系統が切断された状態になる。また、キャリア106が固定され、フロントピニオンギア102及びリアピニオンギア105が公転できない状態になる。後進状態において入力軸3を介して駆動力が入力されると、第一クラッチ111を介してリングギア103に駆動力が伝達される。これによりリングギア103が回転すると、リアピニオンギア105が自転すると共に、リアサンギア104が回転し、駆動軸10に駆動力が出力される。ここで、上述したユニットU4を備えた前後進切替装置4の共線図を概念的に示すと、図13bに示す通りとなる。ユニットU4においては、上述した第二変形例のユニットU3と同様に、前後進切替装置4をハイギア前進状態とした場合及びローギア前進状態とした場合の双方において、入力された回転方向と同一方向の回転として出力される。また、ハイギア前進状態とした場合は、ローギア前進状態とした場合よりも大きな回転数となって駆動軸10に出力される。また、後進状態とした場合には、入力された回転方向とは逆方向の回転として出力される。前後進切替装置4において上述したユニットU4を採用した場合、ブレーキ110と、第一クラッチ111及び第二クラッチ112の係合状態を変更することにより適宜前進及び後進の切り替え、及び前進時におけるギア比の変更を実施することが可能となる。また、ユニットU4を採用した場合についても、空転状態にある構成要素が一要素で済むため、軽量化による燃費向上、及び製造コストの抑制を図ることが可能となる。また、第一クラッチ111及び第二クラッチ112をフロント側ギアセット110F側に設けた構造である。これにより、図5に示す例と同様に既存のステータシャフト17においてラジアル方向に伸びる油路を形成することにより、第一クラッチ111及び第二クラッチ112に対して作動油を供給することが可能となる。従って、本変形例の構造を採用することにより、第一クラッチ111及び第二クラッチ112に対してオイルを供給するための油路を形成するための構造体が不要となり、その分だけ前後進切替装置4のサイズを軸方向にコンパクトなものとすることが可能となる。"