王 伟，朱英波，郑继承，李照明

（中车西安车辆有限公司，西安 710086）

0 引言

目前，各国液化气体铁路罐车设计应当遵循的法规和标准体系，主要包括中国的TSG+GB体系、欧盟的RID+EN体系、美国的DOT+AAR体系，以及澳大利亚AS、日本JIS等标准体系［1-3］。由于欧盟和美国等工业发达国家法规和标准体系的建立时间较长，基础性研究工作较为深入，影响较为深远，故本文仅对中国、欧盟、美国法规和标准体系有关铁路罐车罐体设计的规定进行简要梳理，并且按照上述不同规范和标准，在相同设计条件下对几种典型低压液化气体铁路罐车（以下简称铁路罐车）罐体设计结果进行比对。由于各国压力容器规范和标准体系的不同，及其选用失效模式和设计准则的不同，所以其设计参数和设计结果存在一定的差异是必然的，经分析后提出几点思考意见。

1 国内外现行铁路罐车法规和标准体系概要

1.1 中国现行铁路罐车法规和标准体系

中国铁路罐车应当遵循的法规和标准体系，一般分为4个层次：第一层次为全国人大颁布的《中华人民共和国特种设备安全法》；第二层次为国务院颁布的《特种设备安全监察条例》；第三层次为国务院相关部委发布的TSG R0005—2011《移动式压力容器安全技术监察规程》［4］（以下简称《移动容规》）等安全技术规范；第四层次为相关的国家标准或者行业标准，如GB/T 10478—2017《液化气体铁路罐车》、GB/T 150.2—2011《压力容器 第2部分：材料》、GB/T 150.3—2011《压力容器第3部分：设计》等安全技术规范引用的协调标准和各种基础性的方法、材料、检验等标准。

1.2 欧盟现行铁路罐车法规和标准体系

欧盟铁路罐车容器部分应当遵循的法规和标准体系，一般分为2个层次：第一层次为欧盟承压设备指令2010/35/EU《移动式承压设备指令》；第二层次为由欧洲最主要的标准制定机构（CEN/CENELEC）制定的适用于欧共体和欧洲自由贸易区范围内的19个成员国的标准（以下简称EN标准）。铁路罐车作为危险货物包装容器，还须满足RID《国际危险货物铁路运输的欧洲协议》［5］（以下简称RID）的相关要求。在RID缔约国内使用的铁路罐车，其设计、建造应符合RID第6.8章和EN 14025—2018《危险货物运输罐金属压力罐 设计和建造》［6］（以下简称EN 14025）的相关规定。同时，为了扩大跨欧大陆铁路运输，铁路罐车还须满足TSI《欧盟铁路互联互通技术规范》的相关要求。

1.3 美国现行铁路罐车法规和标准体系

美国铁路罐车应当遵循的法规和标准体系，一般分为2个层次：第一层次为美国联邦铁路管理署（FRA）组织并经国会批准颁布的美国联邦法规标准49 CFR §173.31、§173.314、§179.100～§179.103［7］（以下简称DOT规范）；第二层次为北美铁路协会发布的《AAR机务标准手册》C分册（Ⅲ）《罐车规范》［8］（M-1002，以下简称AAR）。美国机械工程师协会发布的ASME-Ⅻ卷《运输罐建造和延续使用规则》模式附录2（以下简称ASME-Ⅻ）预留了铁路罐车章节并正在编制中，编制完成后，铁路罐车还应满足ASME-Ⅻ的相关要求。

2 国内外铁路罐车主要设计参数的规定

2.1 国内外铁路罐车罐体设计温度的规定

（1）中国标准GB/T 10478—2017规定无隔热结构罐体设计温度不低于50℃。

（2）欧盟EN 14025标准规定罐体设计压力由介质设计温度或50℃饱和蒸气压（以较高值为准）确定，故欧盟铁路罐车有隔热结构罐体和无隔热结构罐体设计温度均不得低于50℃。

（3）美国DOT规范和AAR标准未直接规定罐体设计温度，但从对安全阀整定压力的描述中可以得出，无隔热结构的罐体设计温度不低于46℃；有保温结构罐体设计温度不低于43℃；有隔热结构罐体设计温度不低于41℃。由于DOT规范规定铁路罐车罐体必须设置隔热结构，故美国铁路罐车罐体设计温度不低于41℃。

2.2 国内外铁路罐车罐体工作压力、设计压力、计算压力的规定

2.2.1 中国铁路罐车罐体工作压力、设计压力、计算压力的规定

GB/T 10478—2017规定罐体设计压力应不小于下列任一工况中工作压力的最大值，且无隔热结构充装液化气体介质罐体设计压力不得小于0.7 MPa：（1）充装、卸料工况的工作压力；（2）设计温度下介质的饱和蒸气压（表压）；（3）正常运输使用中，罐体内采用不溶性气体保护时，由介质在设计温度下的饱和蒸气压（表压）与罐体内顶部气相空间不溶性气体分压力之和确定的工作压力。

罐体受压元件计算压力应不小于设计压力与液柱静压力、等效压力之和。等效压力按相应方向（纵向、垂向、横向）的惯性力载荷（等效为静态力）除以所对应作用方向的罐体有效截面的所得值中的最大值，且不小于0.035 MPa。

2.2.2 欧盟铁路罐车罐体工作压力、设计压力、计算压力的规定

RID规范中定义的最大工作压力MWP（表压）为下列3种压力的最高值：（1）允许的最大充装压力；（2）允许的最大卸载压力；（3）罐体内介质（包括可能包含的外来气体）在最高工作温度下的有效表压力。

另外，最大工作压力MWP（表压）的数值应不低于充装介质在50℃时的饱和蒸气压（绝对压力）。

EN 14025标准中设计压力P=max｛MWP；（Pvap-0.1）+Pdyn｝，相当于中国相应标准的计算压力。其中，MWP定义如上；Pvap为介质设计温度或50℃饱和蒸气压（绝对压力），取二者中的大值；Pdyn为动载荷等效压力，动载荷符合TSI的规定，动载荷换算成等效压力的原则与中国标准基本一致。

2.2.3 美国铁路罐车罐体工作压力、设计压力、计算压力的规定

DOT规范和AAR标准中没有工作压力的直接定义，但在相关条文中所体现的确定原则与中国和欧盟规范基本相同。DOT规范规定了各等级铁路罐车的罐体爆破压力，并由此确定罐体壁厚。罐体爆破压力为耐压试验压力的2.5倍。

2.3 国内外铁路罐车罐体耐压试验压力的规定

2.3.1 中国铁路罐车罐体耐压试验压力的规定

GB/T 10478—2017规定罐体液压试验压力最小值为1.3倍设计压力乘以试验温度下材料的许用应力和设计温度下材料的许用应力的比值。罐体按标准规定的最小值进行耐压试验时，无需对罐体应力进行校核，当液压试验压力值超过最低要求值时应对罐体应力进行校核，要求罐体元件最大总体薄膜应力不得大于0.9倍罐体材料在试验温度下的屈服强度（或0.2%非比例延伸强度）。

2.3.2 欧盟铁路罐车罐体耐压试验压力的规定

在RID规范第4.3.3.2节的表格中规定了罐车罐体的最小耐压试验压力值。最小耐压试验压力值整体确定原则为：无隔热结构罐体为介质65℃时的饱和蒸汽压（表压）；有隔热结构罐体为介质60℃时的饱和蒸汽压（表压），但部分介质例外（如环氧乙烷等）。EN 14025标准、RID规范规定耐压试验工况下罐体材料的许用应力值为0.75倍材料标准室温屈服强度（或0.2%非比例延伸强度）和0.5倍材料标准抗拉强度下限值二者中的较小值。

2.3.3 美国铁路罐车罐体耐压试验压力的规定

DOT规范规定罐体耐压试验压力值应大于或等于下列压力值中的较大值：（1）除运输二氧化碳、无水氯化氢、氟化乙烯、乙烯、氢等介质外，无隔热结构罐体在46℃或隔热结构罐体在41℃下的介质饱和蒸气压加上静压头和保护性气体压力总和的133%；（2）最大负载压力或空载压力中较大值的133%；（3）对有毒物质，不低于2.07 MPa；（4）§179规定的最小耐压试验压力。

罐体耐压试验压力无上限值规定，无需进行罐体应力校核，以罐体未出现不可接受变形为合格。

2.4 国内外铁路罐车罐体安全阀整定压力的规定

（1）中国规范和标准规定，罐体安全泄放装置单独采用安全阀时，安全阀的整定压力应当为罐体设计压力的（1.05～1.10）倍，即耐压试验压力的（0.81～0.85）倍。

（2）欧盟RID规范规定，当压力达到罐体耐压试验压力的（0.9～1.0）倍之间时，安全阀应自动开启。

（3）美国DOT规范规定，安全阀整定压力下限值为介质液柱静压力、保护性气体压力、参考温度下介质饱和蒸汽压力之和，且不能低于0.517 MPa或超过33%的罐体最小爆破压力（即耐压试验压力的0.83倍），其中参考温度一般为：无隔热结构罐体为46℃、有保温结构罐体为43℃、有隔热结构罐体为41℃。

2.5 比对分析

通过梳理国内外规范和标准对铁路罐车罐体设计参数的规定及其比对，分析如下。

（1）中国铁路罐车，无隔热结构罐体的设计温度不得低于50℃；欧盟铁路罐车，无隔热结构罐体和有隔热结构罐体的设计温度均不得低于50℃；美国铁路罐车，由于要求罐体必须具有隔热结构，所以其设计温度不得低于41℃。

（2）中国和欧盟铁路罐车计算罐体壁厚用压力的确定原则非常相近，美国则有明显差别。

（3）中国和美国铁路罐车罐体耐压试验压力确定原则部分相似，但美国更为细致，欧盟则完全不同。中国规范和标准对罐体耐压试验压力没有与确定罐体壁厚的计算压力相关联，而是与设计压力相关联，即没有考虑惯性力载荷的等效压力和介质液柱静压力引起罐体壁厚增加的影响，达不到尽量用较大的耐压试验压力在罐体制成后，对其选材、设计计算、结构以及制造质量进行综合检查的目的。

（4）如果将罐体安全阀整定压力与耐压试验压力相关联，即安全阀整定压力与罐体耐压试验压力的接近程度，欧盟最接近，也就是其安全阀整定压力相对较高，中国和美国相当。但由于各国耐压试验压力确定原则的差异，实际数值需要核算后比较。

3 国内外铁路罐车罐体设计计算方法及安全系数比较

3.1 中国铁路罐车罐体设计

3.1.1 罐体设计计算方法

《移动容规》和GB/T 10478—2017均规定罐体设计可以采用规则设计或者分析设计的方法。采用规则设计的按GB/T 150.3—2011的规定，局部采用应力分析的按JB 4732—1995《钢制压力容器——分析设计标准（2005年确认）》（以下简称JB 4732—1995）的规定。整体采用分析设计的按JB 4732—1995的规定。罐体整体采用规则设计，局部采用分析设计时，其材料许用应力按GB/T 150.2—2011选取。罐体采用整体分析设计时，其材料设计应力强度按JB 4732—1995选取。这里要注意的是，整体规则设计和分析设计中确定材料许用应力或者设计应力强度的系数，即安全系数是不一致的，也就是允许采用降低确定材料许用应力系数的方法进行整体分析设计。

3.1.2 罐体筒体壁厚计算方法

（1）规则设计。

按GB/T 150.3—2011规定的方法，按公式（1）计算筒体的计算厚度，其设计厚度不得小于计算厚度和腐蚀裕量二者之和与相应标准规定的最小厚度的较大值。

式中 δ，Di——筒体计算厚度、筒体内径，mm；

PC——计算压力，MPa；

［σ］t——设计温度下材料许用应力，MPa；

φ——焊接接头系数。

（2）分析设计。

罐体按JB 4732—1995规定的方法进行分析设计。需要注意的是，由于规范制定和标准修订的不同步，目前《移动容规》和JB 4732—1995规定了不同的安全系数。考虑到JB 4732—1995正在修订，确定材料设计应力强度的系数极有可能降低到与《移动容规》相同的数值，出于对规范修改提供建议的目的，本文仅对两种不同安全系数下理论计算结果进行比对分析，实际产品设计应严格选取现行JB 4732—1995中规定的系数。按照JB 4732—1995进行分析计算的具体方法本文不再赘述。

3.2 欧盟铁路罐车罐体设计

3.2.1 罐体设计计算方法

罐体强度按EN 14025规定的公式进行设计计算，对于EN 14025中未给出的结构类型，依照EN 13445-3《非直接火压力容器 第3部分：设计》［9］的规定。EN 14025规定的罐体设计计算公式是基于第一强度理论和弹性失效准则，属于规则设计方法。未给出的结构类型是指可按照EN 13445-3附录C 进行分析设计的结构。EN 13445-3附录C采用应力分类的分析设计法，基于第三强度理论和塑性失效准则。这里要注意的是，EN 13445-3附录C中确定材料许用应力的系数与EN 14025的规定是相同的，不允许采用降低确定材料许用应力系数的方法进行整体分析设计。

3.2.2 罐体筒体壁厚计算方法

EN 14025规定罐体筒体壁厚按以下4种方法计算，且取4种方法计算结果的最大值。

（1）按RID规定的耐压试验压力和操作压力计算的筒体厚度，取公式（2）（3）计算值的较大值。

式中 e，D——筒体厚度、筒体内径，mm；

PT——耐压试验压力，MPa；

σ——材料许用应力，MPa；

λ——焊接接头系数；

PC——计算压力（装卸压力的1.3倍，且不小于0.4 MPa），MPa。

（2）按RID规定的基准钢厚度，按公式（4）计算筒体的最小厚度。

式中 e1——筒体最小厚度，mm；

e0——基准钢的筒体最小厚度（壳体直径小于或等于1.8 m时，e0=5 mm；大于1.8 m时，e0=6 mm），mm；

Rm1——材料的标准抗拉强度下限值，MPa；

A1——材料的断后伸长率（%）。

（3）按EN 14025中规定的设计压力，按公式（5）计算筒体的厚度。

式中 e1——筒体厚度，mm；

P——设计压力（见本文第2.2.2节），MPa；

fd——材料许用应力，MPa。

（4）按EN 14025规定的耐压试验压力，按公式（6）计算筒体的厚度。

式中 Pt——耐压试验压力，MPa。

3.3 美国铁路罐车罐体设计

3.3.1 罐体设计计算方法

美国铁路罐车采用规则设计加经验设计的方法，DOT规范规定了罐体壁厚计算公式和最小要求厚度，AAR-C分册（Ⅲ）附录E对开孔、人孔盖、保护罩、阀座等典型结构给出了非常详细的设计细节。

DOT规范和AAR由于采用爆破失效模式和相应的设计准则，所以没有给出罐体强度计算安全系数，但可通过比照欧盟标准推算得出。下文式（7）中罐体爆破压力下的筒体应力与材料抗拉强度下限值（Rm）相等，即爆破压力下的罐体安全系数为1.0。罐体爆破压力为耐压试验压力的2.5倍，即耐压试验下罐体的安全系数为2.5。欧盟耐压试验工况下材料许用应力为Rm/2，即耐压试验下罐体的安全系数为2.0。美国和欧盟耐压试验下罐体安全系数的比值为1.25。将此比照到正常操作工况，美国的安全系数为3.0（2.4×1.25=3.0）。在AAR附录E人孔盖中心厚度计算公式中，材料许用应力取1/3倍的抗拉强度，间接证明推导结果比较合理。

3.3.2 罐体筒体壁厚计算方法

罐体筒体壁厚不得低于按下式计算的厚度：

式中 t，d——最小筒体厚度、筒体内径，mm；

P——罐体爆破压力，MPa；

S——材料的抗拉强度下限值，MPa；

E——焊接接头系数，E=1.0（带拼接焊缝封头E=0.9）。

3.4 国内外铁路罐车罐体安全系数的比较

中国、欧盟、美国罐体碳钢和低合金钢材料确定许用应力的系数（安全系数）见表1。

表1 中国、欧盟、美国铁路罐车罐体安全系数的比较

3.5 比对分析

通过对国内外铁路罐车罐体强度设计计算方法和确定材料许用应力系数进行比较可以发现，欧盟铁路罐车罐体整体采用规则设计方法，局部可以采用分析设计方法，但两种方法确定材料许用应力的系数是一致的，不允许采用降低确定材料许用应力系数的整体分析方法进行罐体设计，这与中国规范和标准有明显区别。美国罐体强度计算采用规则设计加经验设计，罐体安全系数高于中国和欧盟的规定。

4 国内外铁路罐车设计案例比较

本文以丙烯铁路罐车（罐体内径3 000 mm，等效压力0.19 MPa）、无水氨铁路罐车（罐体内径3 000 mm，等效压力0.2 MPa）、氯铁路罐车（罐体内径2 800 mm，等效压力0.36 MPa）为设计案例，罐体选择Q345R和P460NL1两种材料，分别采用中国、欧盟、美国标准进行罐体设计，并对筒体计算厚度、罐体耐压试验压力、安全阀整定压力等结果进行比较（为便于比较，统一为中国规范术语）。Q345R和P460NL1材料的主要力学性能指标和许用应力值见表2。

设计案例的3种罐车，按中国、欧盟规范和标准设计比较时罐体为裸罐。按美国规范设计时，上述 3 种罐车以介质对应的DOT 车型DOT112J400W （Trinity 公司）、DOT112J340W（GATX 公司）/DOT112J500W（Trinity公司）、DOT105J500W（GATX公司）规定的压力参数为基础进行设计，罐体内径参数同前。3种罐车规则设计和分析设计罐体计算厚度结果见表3（不包含腐蚀裕量）。

表2 Q345R和P460NL1主要力学性能指标及许用应力

表3 丙烯、无水氨、氯铁路罐车罐体设计计算结果

通过表3三种罐车罐体设计结果的比对，可以得出以下结果。

（1）按中国GB/T 150.3—2011，采用规则设计方法，在相同设计条件下，罐体筒体的计算厚度一般要略大于按欧盟规范和标准设计的计算结果，如选用Q345R材料时，丙烯罐车罐体筒体壁厚大于欧盟罐体1.16 mm，氯罐车筒体壁厚大于欧盟罐体1.37 mm，无水氨罐车筒体壁厚则小于欧盟罐体0.29 mm。

（2）按中国JB 4732—1995，采用分析设计方法（取JB 4732—1995中规定的安全系数），在相同设计条件下，罐体筒体的计算厚度和按欧盟规范和标准设计的计算结果总体相当，如选用Q345R材料时，丙烯罐车罐体筒体壁厚大于欧盟罐体0.53 mm，氯罐车筒体壁厚大于欧盟罐体0.64 mm，无水氨罐车筒体壁厚小于欧盟罐体0.92 mm。

（3）按中国JB 4732—1995，采用分析设计方法（取《移动容规》规定的安全系数），在相同设计条件下，罐体筒体的计算厚度均小于按欧盟规范和标准设计的计算结果，如选用Q345R材料，丙烯罐车罐体筒体壁厚小于欧盟罐体1.07 mm，氯罐车筒体壁厚小于欧盟罐体0.29 mm，无水氨罐车筒体壁厚小于欧盟罐体2.49 mm。

（4）按美国规范和标准设计的带隔热层罐体筒体壁厚整体上远大于按中国和欧盟标准设计的裸罐罐体筒体厚度，如美国丙烯铁路罐车罐体筒体壁厚比中国标准规则设计方法设计的罐体筒体壁厚大3.3 mm左右。

（5）整体上，美国对危险特性越高（丙烯2.1、无水氨2.3/8、氯2.3/8）的介质采用压力等级越高的罐车，相应罐体壁厚越大。

（6）欧盟和美国罐车耐压试验压力整体上高于中国。

（7）欧盟和美国铁路罐车罐体安全阀整定压力整体上高于中国。

5 国内外铁路罐车市场主流产品总体结构及参数对比

5.1 国内外铁路罐车整体结构比较

国内外铁路罐车整体均由罐体、装卸装置、底架、转向架、制动装置、车钩缓冲装置等组成［10］。图1，2分别示出美国、欧盟液化石油气铁路罐车。

图1 美国液化石油气铁路罐车（DOT112J340W）结构示意

图2 欧盟液化石油气铁路罐车结构示意

中国低压液化气体铁路罐车罐体通常为裸罐。欧盟铁路罐车分为裸罐和设置隔热结构两种类型，市场主流产品为裸罐结构。美国DOT规范规定，装运2类介质铁路罐车罐体必须设置隔热结构并用金属外壳加以保护［11］。国内外铁路罐车罐体内基本都不设置防波板，这源于20世纪中叶，由国际铁路联盟（UIC）组织进行了大量试验，证明不论装载程度如何，无防波板罐车均能安全进行国际运输。

中国和美国铁路罐车装卸装置结构大体相同，均采用上装上卸方式，装卸阀件及仪表集中设置，并设置保护罩。欧洲罐车通常采用下装下卸（介质毒性程度为极度和高度除外），要求对装卸装置设置适当防护结构。

中国和美国铁路罐车底架采用无中梁结构，由罐体全部承载纵向惯性力载荷。欧盟铁路罐车底架采用有中梁结构，由罐体承载部分纵向惯性力载荷。

5.2 国内外铁路罐车市场主流产品性能参数对比

本文对中国、欧盟、美国部分企业市场主流产品进行了调研，各型低压液化气体铁路罐车的容积、重量、自重系数、车长等参数对比见表4。

表4 国内外铁路罐车市场主流产品性能参数对比

从表4可以看出，美国铁路罐车容积、总重、车长数值最大，容积上中国略小于欧盟，车长上中国与欧盟相当。罐车总重与各国允许的铁路货车轴重有关，美国铁路货车轴重为30.0 t和32.5 t，中国目前主要采用轴重23.0 t，欧洲TSI指令限定货车轴重不得超过22.5 t。

从表4还可以看出，中国和欧洲LPG罐车总重相当，但欧盟铁路罐车的自重系数要远低于中国，运输经济性优势非常显著，主要原因在于中国铁路罐车罐体普遍采用中强度碳钢（如Q345R，16MnDR），而欧盟铁路罐车罐体则普遍采用高强度碳钢（如符合EN 10028-3—2017《承压用钢板第3 部分：正火处理可焊细精粒钢》的P460NL2）。

5.3 国内外铁路罐车相关安全防护措施比较

在结构设计方面，美国铁路罐车采取的安全防护措施最为全面［12］，具体如下。

（1）罐体端部设置封头防刺破装置。

（2）采用设置有上、下止挡的车钩，与罐体封头保护装置一起防止封头被戳穿。

（3）设置隔热或保温装置，隔热装置的隔热能力能保证罐车在遭遇池火100 min内和遭遇喷射火30 min内罐内介质不排放（压力泄放装置排放除外），为火灾救援提供必要的缓冲时间。

（4）设置罐体顶部阀件保护装置，所有阀件集中布置在人孔盖上，人孔盖圆周设置由厚钢环制作的保护罩筒，罐车在脱轨或倾覆时起到保护阀门不被损坏的作用。

（5）装卸口采用3道截止装置，根部为过流阀，外部阀失效时能自动切断。

中国铁路罐车采取了与上述第（2）（4）（5）项相近的措施。

欧盟铁路罐车大部分采用下部装卸方式，规定在装卸口设置内置式切断阀，在罐体发生意外移动或失火时能立即自动关闭，也能通过远程遥控进行操作；要求对布置在罐体下部的阀门等附件设置保护结构，防止由于罐车翻滚而引起损坏。

6 几点探讨

通过上述对国内外低压液化气体铁路罐车设计方法、罐体强度、安全附件动作压力、部分技术参数及安全防护措施等多方面的比对，提出以下几点探讨意见，供相关安全技术规范和标准修订时参考。

（1）相同设计条件下，按中国标准整体采用规则设计计算的罐体壁厚整体上略大于欧盟；整体采用分析设计（安全系数取2.6）计算的罐体壁厚与欧盟总体相当；整体采用分析设计（安全系数取2.4）计算的罐体壁厚总体上小于欧盟。相同设计条件下，按中国标准整体采用规则设计计算的罐体壁厚整体上远小于美国。故，若以罐体壁厚作为评价罐体强度安全裕度的指标，从设计方法方面建议中国相应规范和标准修订时做两点考虑：一是，是否必要借鉴欧盟和美国规范规定，铁路罐车罐体取消允许采用整体分析设计的规定；二是，如果仍允许采用整体分析设计，安全系数如何合理确定需要进一步研究。

（2）中国铁路罐车罐体耐压试验压力、安全阀整定压力数值的规定与欧盟和美国规范、标准的规定相比偏小，建议中国相应规范和标准借鉴国际规范规定，适当提高罐体耐压试验压力或者将耐压试验压力直接与计算压力相关联。相应的，安全阀整定压力也应随罐体耐压试验压力的调整而适当调整。

（3）铁路罐车主要技术参数之一的自重系数，中国与欧盟对比处于劣势，选材差别是主要原因之一，建议中国相应规范和标准合理放宽对高强度材料的使用限制。

（4）对铁路罐车结构设计应采取的安全防护措施的规定，美国规范和标准最为全面，欧盟也有相应优点，建议中国相应规范和标准参考借鉴。