二类轴承选型中必须考虑的三个主要因素是极限转速、要求的使用寿命和预定承担的工作负荷，这是所选轴承必须满足的三项性能要求。
极限转速是轴承的最高允许工作转速，超过这一极限，轴承的运转温度就会持续上升,润滑剂干枯，以致轴承卡死，所以所选轴承的极限转速取比轴承预定的最高工作转速高出10％为宜。在轴承类型尚未选定的情况下，可取预定安装轴承的部位中，轴与座孔直径和之半为轴承计算平均直径dm，将dm乘以轴承预定最高工作转速n，所得dmn值的10／9倍不应高于所选轴承的极限转速。
但是二类轴承的极限转速并非一成不变，而是与润滑方式直接相关。例如取轴承样本所列油润滑条件下轴承的极限转速为n0，同一轴承在脂润滑的条件下其极限转速为0.8n0，在油雾润滑的条件下则为11.5n0；在定容积非重复循环油润滑的条件下，对于小油箱连续工作情况为0.85n0，而对于大油箱间歇工作情况则为0.95n0。与n0数值相当的润滑方式是带过滤和散热装器的重复循环油润滑，注意不是采取这种润滑方式或效果相同的其他润滑方式，是不能取轴承样本中上述n0值作为轴承的实际极限转速的，而应根据具体的润滑方式，按上述例子将n0乘上一个比例常数，取所得数值作为轴承的实际极限转速；其次，轴承的实际极限转速虽然能通过改善润滑而得到提高，但要考虑到因改善润滑而付出的设备费用和维护费用，以及润滑设备所占空间等因素，综合权衡得失，做出最佳选择。
实际上在考虑二类轴承的极限转速时，不但要考虑到轴承的类型，有时还必须考虑到轴承的组成元件，例如保持架的材质、形式印设计与工艺因素，也与轴承内部的滑动摩擦，润滑剂的贮存与维持，滚动体运转的稳定性等息息相关，有时也会成为轴承能否达到极限转速的关键对轴承的寿命要求和可靠性要求是统一考虑的，通常取可靠性系数为90％，这意味着在大量于相同工作条件下运转的轴承中，有90％的轴承在到达预定的工作寿命L10时仍保持正常状态。如果想得到更高的可靠性，比如说96％，就必须降低轴承的要求寿命，例如必须将L10寿命降低到L4。
的说来对于主轴轴承，最高的要求是与整台机器有相同或稍高的使用寿命，最低的要求是寿命长于主轴部件的大修期，而在实际上，多采用既能满足主机性能要求又不致使主轴系统过于庞大而且经济上也较为合算的综合考虑的方案，对于大多数机器而言，都有相当成功的前例可供参考。
应该强调的是，选型计算还应考虑轴承的失效形式，还有磨损、润滑失效以及微动磨蚀等，其中磨损寿命是必须校核的，其他失效形式如果涉及也必须加以考虑。
注意轴承可期望的疲劳寿命和磨损寿命不仅与润滑，而且与轴承的安装部位、轴承本身、轴承所用润滑剂三者的清洁程度直接相关，也与密封的形式与效果有关，所选二类轴承额定寿命必须与所提供润滑、清洁度和密封的条件相适应，而改善这些条件也能够提高轴承的实际使用寿命。
考虑负荷因素时应注意轴承的寿命对负荷比对转速更为敏感，因此对于多级传动轴，如果可能，宜将较大的减速放在较后的级数；对于主轴轴承，如果可能，适当调配外负荷作用点与轴承支点之间的距离，力求减少主轴轴承的负荷，并力求传到主轴轴承上的负荷平稳，避免冲击和振动，这就要求轴承的安装部位的形状和位置精度足够高，轴承的游隙和配合选择正确，轴承的安装精度良好。
在选型设计中所选取的
二类轴承计算负荷，愈能代表轴承工作时的实际负荷情况，则计算结果愈正确，因此要广泛而深入地研究轴承的实际负荷情况。
如果轴承既承受很大的负荷，又静止而不转动，这种状态更为不利，滚动体和滚道之间将形成微小压痕并很快发展成为点蚀，使轴承早期失效。在这种情况下，就必须校验所选轴承的额定静负荷，能否胜过这个轴承的当量静负荷。
另一个极端情况恰好相反，轴承在高速下运转，但不承受负荷，这样滚动体常常在滚道上滑动而不滚动，导致轴承温度迅速上升，润滑剂分解变质，轴承也会较快失效，所以轴承需要一个防止打滑的最小负荷。
在有些情况下，还必须考虑设备本身产生的轴向力和径向力，齿轮等零件的重量甚至轴的重量，有关零部件的应力，把它们都计算在轴承所承受的后、负荷中，而这些往往容易被忽略而漏过。
在很多情况下，轴承由于受到振动的影响而实际负荷显著增加，轴承实际安装有同轴度误差较大(不对中)时也会增加轴承的实际负荷，这样就必须对计算负荷的数值进行必要的修正 。
